EP1861633B1 - Mehrstufengetriebe - Google Patents
Mehrstufengetriebe Download PDFInfo
- Publication number
- EP1861633B1 EP1861633B1 EP06723451A EP06723451A EP1861633B1 EP 1861633 B1 EP1861633 B1 EP 1861633B1 EP 06723451 A EP06723451 A EP 06723451A EP 06723451 A EP06723451 A EP 06723451A EP 1861633 B1 EP1861633 B1 EP 1861633B1
- Authority
- EP
- European Patent Office
- Prior art keywords
- shaft
- gear set
- planet gear
- transmission according
- step transmission
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Not-in-force
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H3/62—Gearings having three or more central gears
- F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
- F16H2003/442—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion comprising two or more sets of orbital gears arranged in a single plane
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/0008—Transmissions for multiple ratios specially adapted for front-wheel-driven vehicles
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
- F16H2200/006—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising eight forward speeds
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/2012—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with four sets of orbital gears
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
- F16H2200/2043—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with five engaging means
Definitions
- the present invention relates to a planetary gear multistage transmission, in particular to an automatic transmission for a motor vehicle, according to the preamble of patent claim 1.
- Automatic transmissions particularly for motor vehicles, comprise in the prior art planetary gear sets which are switched by means of friction elements, such as clutches and brakes and usually with a slipping action and optionally with a lock-up starting element, such as a hydrodynamic torque converter or a fluid coupling are connected.
- friction elements such as clutches and brakes and usually with a slipping action and optionally with a lock-up starting element, such as a hydrodynamic torque converter or a fluid coupling are connected.
- Such a multi-speed automatic transmission for example, from the DE 102 13 820 A1 out. It essentially comprises a drive shaft and an output shaft, which are arranged coaxially with each other, a total of three planetary gear sets and six Reibschaltium.
- the transmission has two power paths. Two of the planetary gear sets form a switchable main gearset of the transmission in the form of a two-track four-shaft planetary gear, designed constructively, for example, as a so-called Ravigneaux planetary or as a so-called Simpson planetary gear.
- the output element of the main gearset is connected to the output shaft of the transmission.
- the remaining of the three planetary gear sets is designed as a simple planetary gear and forms a non-shiftable transfer gear, which is firmly connected to the drive shaft and the output side generates two speeds, which is transferable to different input elements of the main gear in addition to the speed of the drive shaft.
- An axially comparatively compact multi-stage automatic transmission with a Vorschaltsatz and one of two in the manner of a two-track four-shaft planetary gear coupled planetary gear sets existing main gear is, for example US 5,429,557 known.
- input and output shafts of the transmission are arranged axially parallel to each other, the Vorschaltsatz formed in countershaft design with two spur gears constant gear ratio with overdrive characteristic, and the two planetary gear sets of the main gear radially arranged nested axially parallel to the drive shaft of the transmission.
- the Applicant a multi-step transmission, in which two non-switchable Vorschaltplanetenrad accounts are provided on the drive shaft, the output side generate two speeds, in addition to the speed of the drive shaft selectively to different input elements of acting on the output shaft, switchable, multi-membered Hauptradsatzes by selectively closing the switching elements used can be switched so that only one switching element must be switched on or off to switch from a gear in the respective next higher or lower gear of the two currently operated switching elements.
- the main gearset is in turn designed as a two-track four-shaft planetary, the two planetary gear sets over two elements are firmly coupled together. Using five switching elements, seven forward gears are switchable without a group circuit, even six or ten forward gears using six shifting elements. All four planetary gear sets are coaxial with each other and arranged coaxially with the drive shaft.
- the applicant is described a multi-speed transmission, with a drive shaft which is connected to a ballast, with an output shaft which is connected to a rear-set, and with a maximum of seven switching elements, by the selective switching at least eight forward gears without group circuit are switchable.
- the ballast is formed from a switchable or non-switchable planetary or from a maximum of two non-switchable, coupled planetary gear sets.
- the secondary set is designed as a two-track four-shaft transmission with two switchable rear-mounted Planetenrad accountsn and has four free waves.
- the first free shaft of this two-gear four-shaft transmission is connected to the first switching element, the second free shaft with the second and third switching element, the third free shaft with the fourth and fifth switching element and the fourth free shaft is connected to the output shaft.
- the invention proposes to additionally connect the third free shaft or the first free shaft of the secondary set with a sixth switching element.
- the invention proposes to additionally connect the third free shaft additionally with a sixth switching element and the first free shaft with a seventh switching element.
- all planetary gear sets of the transmission are arranged coaxially to each other.
- the present invention has for its object to propose a multi-speed transmission of the type mentioned with at least eight forward gears and at least one reverse gear, in which using a total of four planetary gear sets as small as possible number of switching elements is needed.
- all forward gears should be switchable group-circuit-free in sequential switching mode, i. in a change from a forward gear in the following higher or in the following lower forward gear only one previously closed switching element is to be opened and a previously not open switching element to be closed.
- the transmission should have a large spread at a comparatively harmonic gear ratio and in the main gears a favorable efficiency - ie relatively low drag and Veriereungsbuche - have.
- the transmission should be especially suitable for use with non-coaxial drive and output of the transmission, according to the axial length of the transmission should be as small as possible.
- an inventive planetary gearbox which has a drive shaft, an output shaft, four planetary gear sets, at least eight rotatable shafts and five switching elements two brakes and three Kupplept- whose selective intervention causes different ratios between the drive shaft and the output shaft, so that eight Forward gears and a reverse gear can be realized.
- a web of the fourth planetary gear set and the drive shaft are rotationally connected to each other and form the first rotatable shaft of the transmission.
- a web of the third planetary gear set and the output shaft are connected to each other and form the second rotatable shaft of the transmission, between which web of the third planetary gear and the output shaft, a front or chain drive and a differential can be kinematically interposed.
- a sun gear of the first planetary gear set and a sun gear of the fourth planetary gear set are rotationally connected to each other and form the third rotatable shaft of the transmission.
- a ring gear of the first planetary gear set forms the fourth rotatable shaft of the transmission.
- a ring gear of the second planetary gear set and a sun gear of the third planetary gear set are rotationally connected to each other and form the fifth rotatable shaft of the transmission.
- a web of the first planetary gear set and a ring gear of the third planetary gear set are rotationally connected to each other and form the sixth rotatable shaft of the transmission.
- a sun gear of the second planetary gear set and a ring gear of the fourth planetary gear set are rotationally connected to each other and form the seventh rotatable shaft of the transmission.
- a bridge of the second planetary gear set forms the eighth rotatable shaft of the transmission.
- the first switching element is arranged in the power flow between the third shaft and a housing of the transmission that the second switching element in the power flow between the fourth shaft and the housing of the transmission is arranged, and that the third switching element is arranged in the power flow between the fifth and the first shaft.
- the fourth switching element is arranged in the power flow either between the eighth and the second shaft or between the eighth and the sixth shaft.
- the fifth switching element is provided according to the invention for blocking the second planetary gear set and is arranged in the power flow either between the seventh and fifth shaft or between the seventh and eighth wave or between the fifth and the eighth wave.
- the first forward speed by closing the first, second and third shift element The first forward speed by closing the first, second and third shift element, the second forward speed by closing the first, second and fifth shift element, the third forward speed by closing the second, third and fifth shift element, the fourth forward speed by closing the second, fourth and fifth Shift element, the fifth forward speed by closing the second, third and fourth shift element, the sixth forward speed by closing the third, fourth and fifth shift element, the seventh forward speed by closing the first, third and fourth shift element and the eighth forward speed by closing the first, fourth and fifth switching element.
- a reverse gear is obtained by closing the first, second and fourth switching element.
- the second and fourth planetary gear sets are arranged radially one above the other in a plane and radially nested one another.
- the fourth planetary gear is arranged centrally within the second planetary gear, wherein the ring gear of the (radially inner) fourth planetary gear simultaneously forms the sun gear of the (radially outer) second planetary gear.
- these two radially nested planetary gear sets are spatially arranged axially between the other two Planetenrad accountsn.
- All four planetary gear sets are preferably designed as a so-called minus planetary gear sets, their respective planet gears mesh with sun gear and ring gear of the respective planetary gear set. According to the kinematic coupling of the wheelset elements, switching elements, drive shaft and output shaft according to the invention, a favorable gear ratio results only in a special combination of the stationary gear ratios of the individual planetary gear sets.
- the state ratio of the second planetary gear in the range of minus 1.6 allows a sun gear with a comparatively large diameter, without the planetary gears of the (radially outer) second planetary gear set rotate at too high speeds;
- the stationary gear ratio of the fourth planetary gear set in the range of minus 2.0 allows a ring gear with comparatively small diameter, without the sun gear of the (radially inner) fourth planetary gear set is too small in diameter to transmit the required-rotational elements can.
- the storage of the two radially nested planetary gear sets can be structurally relatively easily realized.
- the web of the radially inner fourth planetary gearset of the wheelset assembly via the drive shaft or the first shaft of the transmission can be mounted radially on the transmission housing or radially on a gearbox fixed hub or radially in the third shaft of the transmission.
- the web of the radially outer second planetary gear set of the wheelset assembly may for example be mounted radially on the third shaft of the transmission.
- the automatic transmission according to the invention is particularly well suited for installation in a vehicle with built-in transverse to the direction drive motor and paraxial drive and output.
- the multistage transmission according to the invention by a small number of switching elements, namely two brakes and three clutches, the construction cost comparatively low.
- the multistage transmission according to the invention it is possible with the multistage transmission according to the invention to carry out a start with a hydrodynamic converter, an external starting clutch or other suitable external starting elements. It is also conceivable to allow a starting operation with a start-up element integrated in the transmission. Preferably, this is one of the two brakes, which is operated in the first and second forward gear and in reverse.
- the multi-speed transmission according to the invention is designed such that an adaptability to different drive train configurations is made possible both in the power flow direction as well as in space. So it is possible, for example, without special design measures to arrange drive and output of the transmission either axially parallel or coaxial with each other.
- the first and second switching element are spatially in a region near the first planetary gear set.
- the second switching element is spatially arranged in a region radially above the first planetary gear set and the first switching element in a region axially adjacent to the first planetary gear set on the side of the radially nested Radsatzen side facing away.
- the third and fifth switching element spatially in a range axially between the third planetary gear set and the radially nested set of wheelsets.
- the fourth switching element can be arranged spatially either in a range axially between the third planetary gear set and the radially nested set of wheelsets or in a range axially between the radially nested set of wheelsets and the first planetary gear or in a region radially above the radially nested wheelset.
- FIG. 1 a first embodiment of a multi-speed transmission according to the invention is shown.
- the transmission comprises a drive shaft AN, and an output shaft AB, and four planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 and five switching elements A, B, C, D, E, which are all arranged in a housing GG of the transmission.
- All four planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 are designed as minus planetary gear sets.
- a minus planetary gearset has known planetary gears that mesh with sun and ring gear of this planetary gear set.
- the ring gears of the four planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 are denoted by HO1, HO2, HO3 and HO4, the sun gears with SO1, S02, S03 and S04, the planetary gears with PL1, PL2, PL3 and PL4, and the webs, on where said planet wheels are rotatably mounted, with ST1, ST2, ST3 and ST4.
- the switching elements A and B are designed as brakes, both in the illustrated embodiment as frictionally switchable multi-disc brake are executed, of course, in another embodiment, as frictionally switchable band brake or, for example, as a form-fitting switchable claw or cone brake can be performed.
- the switching elements C, D and E are designed as clutches, which are executed in the illustrated surroundingssbeispiehel all frictionally switchable multi-disc clutch, of course, in another embodiment, for example, as a form-fitting switchable claw or cone clutch can be performed.
- the multistage transmission according to the invention has a total of at least eight rotatable shafts, which are designated by 1 to 8.
- AB is in the multi-step transmission according to FIG. 1
- the web ST4 of the fourth planetary gearset RS4 and the drive input shaft AN are rotationally connected to one another and form the first shaft 1 of the transmission.
- the web ST3 of the third planetary gear set RS3 and the output shaft AB are connected to each other and form the second shaft 2 of the transmission, between this web ST3 and the output shaft AB designed as a chain drive or as a drive output stage ABTR and a differential DIFF are kinematically interposed.
- the sun gear SO1 of the first planetary gearset RS1 and the sun gear S04 of the fourth planetary gearset RS4 are rotationally connected to each other and form the third shaft 3 of the transmission.
- the ring gear HO1 of the first planetary gear set RS1 forms the fourth shaft 4 of the transmission.
- the ring gear H02 of the second planetary gearset RS2 and the sun gear S03 of the third planetary gearset RS3 are rotationally connected to each other and form the fifth shaft fifth of the transmission.
- the web ST1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear H03 of the third planetary gearset RS3 are rotationally connected to each other and form the sixth shaft 6 of the transmission.
- the sun gear S02 of the second planetary gearset RS2 and the ring gear H04 of the fourth planetary gearset RS4 are rotationally interconnected with each other and form the seventh shaft 7 of the transmission.
- the web ST2 of the second planetary gearset RS2 forms the eighth shaft 8 of the transmission.
- the first switching element A is arranged in the power flow between the third shaft 3 and the transmission housing GG.
- the second switching element B is arranged in the power flow between the fourth shaft 4 and the transmission housing GG.
- the third switching element C is arranged in the power flow between the fifth shaft 5 and the first shaft 1.
- the fourth switching element D is arranged in the power flow between the eighth shaft 8 and the second shaft 2.
- the fifth shifting element E is arranged in the power flow between the seventh shaft 7 and the fifth shaft 5. If the fifth switching element E is closed, then the second planetary gearset RS2 is interlocked, ie sun gear S02 and ring gear H02 of the second planetary gearset RS2 rotate at the same speed.
- the third planetary gearset RS3 is arranged on the drive of the transmission side facing the transmission and the first planetary gear set RS1 on the opposite side of the transmission of the transmission, wherein drive shaft AN and output shaft AB of the transmission are arranged axially parallel to each other, for example.
- the second and fourth planetary gearset RS2, RS4 are arranged in a plane radially superposed in the axial direction and radially nested, such that the fourth planetary gearset RS4 is arranged centrally within the second planetary gear set RS2.
- the ring gear H04 of the radially inner planetary gear set RS4 simultaneously forms the sun gear S02 of the radially outer planetary gearset RS2.
- the wheel set with the two radially nested planetary gear sets RS2, RS4 is spatially seen in a range axially between the other two Planetenrad accountsn RS3, RS1 arranged.
- AB output stage ABTR (in the form of a chain drive or a spur gear) is arranged close to the drive in the example shown here, for example spatially axially adjacent to the third planetary gearset RS3 on the wheelset group with the two radially interleaved planetary gear sets RS2, RS4 side facing away.
- this output stage ABTR is also arranged spatially between said planetary gear set RS3 and a torque converter connected to the drive shaft AN, wherein this torque converter in turn with a in FIG. 1 connected to simplify not shown drive motor of the transmission.
- the third planetary gear set RS3 is centered only in the axial direction by the drive shaft AN or shaft 1 of the transmission, whereas the other planetary gear sets RS1 and RS4 are not centered on any shaft of the transmission in the axial direction.
- the drive motor of the transmission is arranged on the side of the transmission on which the first planetary gearset RS1 is arranged, in which case the output stage ABTR on the opposite side of the drive of the transmission is arranged, the first and fourth planetary gearset RS1, RS4 of the drive shaft AN and the shaft 1 are centered in the axial direction and the third planetary gearset RS3 is centered by any shaft in the axial direction.
- the two brakes A, B are spatially arranged in a region close to the first planetary gearset RS1.
- the brake B in particular a disc pack of the brake B while spatially seen at least partially disposed radially above the first planetary gear set RS1.
- the brake A is spatially arranged on the side of the first planetary gear set RS1, which is opposite to the second and fourth planetary gear set RS2, RS4, while directly adjacent to the first planetary gear set RS1.
- a disk set of the brake A is arranged, for example, on a smaller diameter than the disk set of the brake B.
- the brake B can also be designed as a band brake. In FIG.
- servos of the two brakes A and B for actuating the respective disk set of the brake A and B for example, in a structurally simple manner in the transmission housing GG or the first planetary gearset RS1 adjacent housing wall of the transmission housing GG be integrated.
- the clutches C and E are spatially arranged in a region axially between the third planetary gearset RS3 and the two planetary gear sets RS2, RS4 nested radially one inside the other.
- the clutches C, E are radially arranged substantially one above the other, wherein a disk set of the clutch E is arranged on a larger diameter than a disk pack of the clutch C.
- the disk set of the clutch E is substantially radially above this disk set arranged the clutch C, which facilitates the structural design of a common for both clutches C, E disc carrier.
- this common plate carrier as outer disc carrier is preferably for receiving steel plates of the disc pack of Clutch C and formed as an inner disk carrier preferably for receiving steel plates of the disk set of the clutch E.
- the shaft 7 has a portion which is preferably designed as an outer disk carrier for receiving lining plates of the disk set of the clutch E.
- the shaft 1 has a portion which is formed as an inner disk carrier for receiving preferably of lining disks of the disk set of the clutch C.
- An in FIG. 1 For simplification not shown servo device of the clutch C for actuating the disk set of the clutch C can be axially displaceably mounted, for example, in a structurally simple manner in the inner disk carrier of the clutch C and thereby always rotate with drive shaft speed.
- the servo device of the clutch C has a dynamic pressure compensation.
- An in FIG. 1 To simplify also not shown servo device of the clutch E for actuating the disk set of the clutch E can be axially displaceably mounted, for example in a structurally simple manner in the outer disk carrier of the clutch E and thereby always rotate at speed of the shaft 7. Accordingly, it makes sense that the servo device of the clutch E has a dynamic pressure equalization.
- a pressure and lubricant supply to the servo devices of the clutches C and E can be done in a structurally simple manner via corresponding holes or channels of the drive shaft AN forth.
- FIG. 1 Furthermore, it can be seen, a disk set of Kuppung D spatially axially between the third planetary gear set RS3 and the two radially nested planetary gear sets RS2, RS4 arranged, while immediately adjacent to the third planetary gear set RS3.
- An in FIG. 1 For simplification not shown servo device of the clutch D for actuating the disk set of the clutch D, for example, in a structurally simple manner in the outer disk carrier the clutch D be mounted axially displaceable and thereby always rotate at rotational speed of the shaft 8. Accordingly, it also makes sense that the servo device of the clutch D has a dynamic pressure compensation. Spatially speaking, the servo device of the clutch D can be arranged immediately adjacent to its associated lamella packet.
- the servo device of the clutch D but also at least predominantly on the first planetary gearset RS1 facing side of the two radially nested planetary gear sets RS2, RS4 be arranged, in which case acting on the disk set of clutch D actuating element of this servo device, the second planetary gearset RS2 in axial direction radially overlaps when the disk set of the clutch D is axially actuated when closing in the direction of planetary gearset RS3, or wherein then acts on the disk set of the clutch D actuator of this servo device, the shaft 8 radially overlaps in the axial direction when the disk set of the clutch D. when closing axially in the direction of planetary gear set RS4 is actuated.
- a pressure and lubricant supply to the servo device of the clutch D can be done in a structurally simple manner via corresponding holes or channels of the shaft 3 ago.
- Disc set and servo device of the clutch D for example, spatially arranged in a range axially between the first planetary gearset RS1 and the two radially nested planetary gear sets RS2, RS4, so no longer engages the shaft 8, the second and fourth planetary gearset RS2, RS4 and the clutches C, E.
- the disk set of the clutch D spatially at least partially radially disposed over the second planetary gearset RS2, which, however, requires that a comparatively large radial installation space of the transmission is available.
- the disk set the clutch D is spatially arranged at least partially radially above the disk set of the clutch E.
- FIG. 2 a second embodiment of a multi-speed transmission according to the invention is shown, based on the wheelset concept and the spatial component arrangement of the basis FIG. 1 described in detail first embodiment of a multi-speed transmission according to the invention.
- the only difference to FIG. 1 relates to the kinematic connection of the clutch E to the second planetary gearset RS2.
- the clutch E is now arranged in the power flow between the shaft 5 and the shaft 8 of the transmission.
- the interconnected central gears S03 and H02 are connectable by means of the clutch E to the web ST2 of the second planetary gear set RS2, wherein the second planetary gear set RS2 with the clutch E closed as in FIG. 1 circulating as a block.
- FIG. 3 a third embodiment of a multi-speed transmission according to the invention is shown, again based on the wheelset concept and the spatial component arrangement of the basis FIG. 1 described in detail first embodiment of a multi-speed transmission according to the invention.
- the only difference to FIG. 1 again concerns the kinematic connection of the clutch E to the second planetary gearset RS2.
- the clutch E is now arranged in the power flow between the shaft 7 and the shaft 8 of the transmission.
- the interconnected central gears H04 and S02 are connectable by means of the clutch E to the web ST2 of the second planetary gearset RS2, wherein the second planetary gear set RS2 with the clutch E closed as in FIG. 1 and how in FIG. 2 circulating as a block.
- FIG. 4 shows a fourth embodiment of a multi-speed transmission according to the invention, also based on the wheelset concept and the spatial component arrangement of the basis FIG. 1 described in detail first embodiment of a multi-speed transmission according to the invention.
- the only difference to FIG. 1 this time concerns the kinematic connection of the clutch D.
- the clutch D is now arranged in the power flow between the shaft 8 and the shaft 6 of the transmission.
- the clutch D is connected to the web ST1 of the first planetary gearset RS1 ring gear H03 of the third planetary gear set RS3 by means of the clutch E with the web ST2 of the second planetary gearset RS2 connectable.
- the output shaft AB of the transmission is always connected or operatively connected only to a wheel set element, but not by means of a switching element with one or more other wheelset elements.
- FIG. 1 changed kinematic connection of the clutch D also gives an opposite FIG. 1 changed meaningful spatial arrangement of this clutch D in the gearbox GG relative to the planetary gear sets.
- the clutch D is arranged for example in a range axially between the radially nested planetary gear sets RS2, RS4 and the first planetary gear set RS1.
- the disk set of the clutch D for example, spatially seen at least partially radially disposed over the ring gear H02 of the planetary gear set RS2.
- servo device of the clutch D for actuating the disk set may be axially displaceably mounted, for example in a structurally simple manner on the formed here as outer disk carrier portion of the shaft 6, which is arranged near the web ST1 of the first planetary gear set RS1 and rotatably supported on the shaft 3 ,
- the servo device of the clutch D always rotates at the speed of the shaft 6 and expediently also has a dynamic pressure compensation, wherein the necessary pressure and lubricant supply can be supplied from the shaft 3 in a structurally simple manner via corresponding holes or channels.
- FIG. 5 is a fifth embodiment of a multi-speed transmission according to the invention shown, based on the wheelset concept and the spatial component arrangement of the basis FIG. 4 previously explained fourth embodiment of a multi-speed transmission according to the invention.
- the only difference to FIG. 4 relates to the kinematic connection of the clutch E to the second planetary gearset RS2.
- the clutch E is now arranged in the power flow between the shaft 5 and the shaft 8 of the transmission.
- the interconnected central gears S03 and H02 are connectable by means of the clutch E to the web ST2 of the second planetary gear set RS2, wherein the second planetary gear set RS2 with the clutch E closed as in FIG. 4 (and the FIGS. 1 . 2 and 3 ) circulates as a block ..
- FIG. 6 Finally, a sixth embodiment of a multi-speed transmission according to the invention is shown, again based on the wheelset concept and the spatial component arrangement of the basis FIG. 4 previously explained fourth embodiment of a multi-speed transmission according to the invention.
- the only difference to FIG. 4 again concerns the kinematic connection of the clutch E to the second planetary gearset RS2.
- the clutch E is now arranged in the power flow between the shaft 7 and the shaft 8 of the transmission.
- the interconnected central gears H04 and S02 are connectable by means of the clutch E to the web ST2 of the second planetary gearset RS2, wherein the second planetary gear set RS2 with the clutch closed E as in FIG. 4 (and the FIGS. 1 . 2 . 3 and 5 ) circulates as a block.
- FIG. 6 illustrated sixth transmission according to the invention thus a combination of Radsatzschmata and component arrangements of Figures 3 and 4 ,
- FIG. 7 now shows an exemplary circuit diagram that for all previously in the FIGS. 1 to 6 is valid for multistage transmission according to the invention.
- each gear three switching elements are closed and two switching elements open.
- exemplary values for the respective gear ratios i of the individual gear stages and the incremental steps ⁇ to be determined from them can also be taken from the circuit diagram.
- the specified ratios i result from the (typical) stand ratios of the four planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 of minus 2.10, minus 1.60, minus 3.70 and minus 2.00.
- the condition for the inventive radial interleaving of the second and fourth planetary gear set is given:
- the state translation of the planetary gear set RS2 in Range of minus 1.6 allows a sun gear S02 with a relatively large diameter without the planetary gears PL2 of the planetary gear set RS2 rotate at too high speeds;
- the state ratio of the planetary gearset RS4 in the range of minus 2.0 allows a ring gear H04 with a relatively small diameter, without the sun gear S04 of the planetary gear set RS4 is too small in diameter to transmit the required torques can.
- the sixth gear is preferably designed as a direct gear.
- the first forward speed is obtained by closing the brakes A and B and the clutch C
- the second forward speed by closing the brakes A and B and the clutch E
- the third forward speed by closing the brake B and the clutches C and E
- the fourth forward speed by closing the brake B and the clutches D and E
- the fifth forward speed by closing the brake B and the clutches C and D
- the sixth forward speed by closing the clutches C, D and E
- the seventh forward speed by closing the brake A and Clutches C and D
- the eighth forward gear by closing the brake A and the clutches D and E.
- the reverse gear is obtained by closing the brakes A and B and the clutch D.
- a starting of the motor vehicle with a switching element integrated in the transmission is possible.
- a switching element is particularly suitable, which is needed both in the first forward gear and in reverse, so here preferably the brake A or the brake B.
- these two brakes A, B are also required in the second forward gear.
- the brake B is used as a starting element integrated in the transmission, it is even possible to start in the first five forward gears and the reverse gear.
- the clutch C can also be used for starting in the forward direction of travel, and the clutch D can be used as a starting component for starting in the reverse direction.
- FIGS. 1 to 6 illustrated embodiments of a multi-speed transmission according to the invention within the transmission can be arbitrary in principle and is limited only by the dimensions and the outer shape of the gear housing GG. Accordingly, in Figure 8 a first exemplary component arrangement variant of the multi-speed transmission according to FIG. 1 shown, with all kinematic couplings of Radsatzimplantation, switching elements and waves among each other unchanged FIG. 1 are taken over.
- the main change compared to FIG. 1 relates to the spatial arrangement of the clutch D and the structural design of the clutch E.
- the clutch D is spatially now arranged on the side facing the first planetary gear set RS1 side of the wheel set formed from the two radially nested planetary gear sets RS2 and RS4.
- the disk set of the clutch D axially adjacent directly to the web ST2 of the (radially outer) planetary gearset RS2 this set of wheels.
- the inner disk carrier of the brake D is connected to this web ST2, mounted rotatably on the shaft 3 and preferably takes on lining disks of the disk set of the clutch D.
- the outer disk carrier of the clutch D is connected via the shaft 2 to the web ST3 of the third planetary gearset RS3 and the output stage ABTR, wherein the shaft 2, the planetary gearset RS2 and the wheelset with the two planetary gear sets RS2, RS4 and the two clutches C, E and radially overlaps in the axial direction.
- An in FIG. 8 To simplify not shown servo device for actuating the disk set of the clutch D is therefore mounted axially displaceable on this inner disk carrier expediently and then always rotates at rotational speed of the shaft 8 and at the speed of the web ST2.
- FIG. 1 Another opposite FIG. 1 modified design detail relates to the storage of the web ST1 of the first planetary gearset RS1 and the shaft 6.
- this web ST1 or the shaft 6 is now rotatably mounted on the web ST3 of the second planetary gear set or on the shaft 8 and no longer directly on the shaft 3.
- the shaft 7 has a portion which is formed as an inner disk carrier for receiving lining plates of the disk set of the clutch E.
- the shaft 5 has a portion which is formed as an outer disk carrier for receiving steel plates of the disk set of the clutch E.
- the disk set of the clutch E seen in the axial direction is now at least largely arranged next to the disk set of the clutch C, in the example shown on a larger diameter than the disk set of the clutch C and closer to the planetary gearset RS2 as the disk set of the clutch C.
- FIG. 1 Another opposite FIG. 1 modified design detail relates to the storage of the sun gear S03 of the third planetary gearset RS3 and the shaft 5.
- this sun gear S03 or the shaft 5 is rotatably mounted on the drive shaft AN or the shaft 1 and is therefore mounted indirectly on the drive housing AN on the transmission housing GG
- FIG. 8 the sun gear S03 or the shaft 5 now rotatably mounted directly on a hub fixed to the transmission housing.
- the sun gear S03 is mounted rotatably on the connected to the web ST3 of the third planetary gearset RS3 spur or sprocket of the output stage ABTR.
- FIG. 9 now shows a second exemplary component arrangement variant dss multi-stage transmission according to Figure 1 , wherein all kinemaschen clutches of Radsatz shame, switching elements and waves among each other unchanged FIG. 1 are taken over.
- drive shaft AN and output shaft AB of the transmission are now arranged coaxially to each other. Seen in the axial direction, the spatial sequence of the planetary gear sets in the gearbox opposite FIG. 1 unchanged.
- the drive of the transmission is arranged on the side of the transmission housing GG, on which also the, first planetary gear set RS1 and the two brakes A and B are arranged. Accordingly, the output of the transmission is located on the side of the transmission housing GG, on which the third planetary gearset RS3 is arranged.
- the two brakes A, B are arranged axially next to one another, wherein the disk sets of both brakes A, B are arranged on an at least similar diameter.
- the inner disk carrier of the brake A and the sun shaft 3 are mounted rotatably directly on a hub fixed to the transmission housing.
- FIG. 9 spatially seen radially above the first planetary gear set RS1 arranged disc set the brake B in another embodiment of the transmission also starting from the representation in FIG. 9 axially offset in the direction of the planetary gear set RS2, so that the disk set of the brake A is then spatially arranged radially above the first planetary gear set RS1.
- the two clutches C, E and at least the disk set of the clutch D are spatially in one Spaced axially between the third planetary gear set RS3 and the wheelset, which is formed by the two radially interleaved planetary gear sets RS2 and RS4.
- the disk sets of the clutches C and D are arranged substantially radially one above the other.
- the clutch E is arranged adjacent to the second planetary gearset RS2.
- the two clutches C, D are arranged adjacent to the third planetary gearset RS3, wherein the disk set of the clutch D axially adjacent to the planetary gearset RS3 in the region of the ring gear H03, and wherein the disk set of the clutch C axially directly to the planetary gearset RS3 in the region of the sun gear S03 adjoins.
- a portion of the shaft 7 is formed as an outer disk carrier of the clutch E and preferably takes on lining disks of the disk set of the clutch E. Accordingly, a portion of the shaft 5 is formed as an inner disk carrier of the clutch E and preferably receives steel plates of the disk set of the clutch E. According to the coaxial arrangement of input and output, the shaft 5 is now rotatably mounted both on the drive shaft AN and the shaft 1 and on the output shaft AB and the shaft 2, wherein this bearing portion spatially in the region radially below the sun S03 of the third planetary gearset RS3 is located.
- this bearing section In the region of this bearing section near the sun gear SO3 is also a portion of the shaft 5, which is formed as an inner disk carrier of the clutch C and preferably steel plates of the disk set of the clutch C receives.
- a cylindrical section of the shaft 1 forms the outer disk carrier of the clutch C and preferably receives lining disks of the disk set of the clutch C.
- Deviating from the illustration in FIG. 9 may be provided in another embodiment of the transmission, for example, that the clutch C is disposed on the side of the third planetary gearset RS3, which is opposite to the wheelset assembly RS2 / RS4.
- a portion of the shaft 2 is formed in the region of the web ST3 of the third planetary gear set RS3 ats inner disk carrier of the clutch D and preferably takes steel plates of the disk set of the clutch D.
- Bridge ST2 and inner disc carrier of the clutch D can therefore be combined as a common component.
- a portion of the shaft 8 is formed as an outer disk carrier of the clutch D and preferably takes on lining disks of the disk set of the clutch D.
- the shaft 8 connected to the side of the second planetary gearset RS2 opposite the disk set of the clutch D thus engages over the shaft 8 as in FIG FIG. 1 the clutch E in the axial direction radially completely.
- the servo device of the clutch D substantially radially nested between the first planetary gear set RS1 and the two Planetary gear sets RS2, RS4 is arranged and has an actuating element which radially surrounds the shaft 8 in the axial direction and the disk set of the clutch D when closing axially in the direction of planetary gear set RS2 actuated.
- FIG. 10 Finally, a third exemplary component arrangement variant of the multi-speed transmission according to FIG. 1 , wherein all kinematic couplings of Radsatzetemente, switching elements and waves among each other unchanged FIG. 1 are taken over.
- the clutch C is now arranged on the side of the third planetary gear set RS3, which is the wheelset assembly RS2 / RS4 opposite, spatially seen on the drive of the transmission side facing the transmission.
- an outer disk carrier of the clutch C forms a portion of the shaft 1 of the transmission and is connected to the drive shaft AN.
- an inner disk carrier of the clutch C forms a portion of the shaft 5 of the transmission.
- servo device of the clutch C can be axially displaceably mounted in a structurally simple manner to the outer disk carrier of the clutch C, are supplied via corresponding channels or holes from the drive shaft AN forth with pressure and lubricant and its associated disk set when closing Actuate the clutch C axially in the direction of planetary gearset RS3.
- the stimulus or sprocket of the output stage ABTR connected to the web ST3 of the third planetary gearset RS3 is arranged axially between the third planetary gearset RS3 and the clutch C, so that a portion of the shaft 5 which is connected to the inner disk carrier of the clutch C is arranged , the output stage ABTR centered in the axial direction.
- the shaft 5 is rotatably mounted on the shaft 1 or drive shaft AN.
- a housing wall GW which is rotationally fixed to the transmission housing GG and at least substantially radially extending, which in sections acts as a bearing plate for said driven stimulus. or sprocket of the output stage ABTR is formed.
- FIG. 11 now shows an exemplary detailed construction, concerning the wheel set formed from the second and fourth planetary gear set RS2, RS4.
- the fourth planetary gear set RS4 is arranged at least substantially centrally within the second planetary gearset RS2, wherein the sun gear S02 of the radially outer planetary gear set RS2 with the ring gear H04 of the radial inner planetary gear set RS4 is connected.
- FIG. 10 illustrated detail construction of this sun gear S02 and this ring gear H04 are made in one piece. As a result, the radial space required for said set of wheelsets can be reduced to a minimum.
- sun gear S02 and ring gear H04 may differ from FIG. 10
- this compound can be rigidly rotationally or rotatably designed to a defined extent.
- elastomeric intermediate layers can be arranged radially between sun gear S02 and ring gear H04.
- the drive shaft AN can be separated by a coupling element from a drive motor as needed, wherein a hydrodynamic converter, a hydraulic clutch, a dry starting clutch, a wet starting clutch, a magnetic powder clutch or a centrifugal clutch can be used as a coupling element. It is also possible to arrange such a starting element in the power flow direction behind the transmission, in which case the drive shaft AN is constantly connected to the crankshaft of the drive motor.
- the multistage transmission according to the invention also allows the arrangement of a torsional vibration damper between the drive motor and transmission.
- a wear-free brake such. a hydraulic or electric retarder or the like may be arranged, which is of particular importance for use in commercial vehicles.
- a power take-off may be provided to drive additional units on each shaft, preferably on the drive shaft AN or the output shaft AB.
- the switching elements used can be designed as a load-shifting clutches or brakes.
- non-positive clutches or brakes such as e.g. Multi-plate clutches, band brakes and / or cone clutches are used.
- positive-locking brakes and / or clutches such as e.g. Synchronizations or jaw clutches are used.
- the brake B the use of a length-saving tape brake offers, since this brake B must be switched according to the switching logic of the transmission only when engaging the reverse gear from neutral position and only in the downshift to the fifth forward speed.
- Another advantage of the multistage transmission presented here is that an electric machine can additionally be attached to each shaft as a generator and / or as an additional drive machine.
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
Description
- Die vorliegende Erfindung betrifft ein Mehrstufengetriebe in Planetenbauweise insbesondere ein Automatgetriebe für ein Kraftfahrzeug, gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
- Automatgetriebe, insbesondere für Kraftfahrzeuge, umfassen nach dem Stand der Technik Planetenradsätze, die mittels Reibungs- bzw. Schaltelementen, wie etwa Kupplungen und Bremsen geschaltet werden und üblicherveise mit einem einer Schlupfwirkung unterliegenden und wahlweise mit einer Überbrückungskupplung versehenen Anfahrelement, wie etwa einem hydrodynamischen Drehmomentwandler oder einer Strömungskupplung verbunden sind.
- Ein derartiges Mehrgang-Automatgetriebe geht beispielsweise aus der
DE 102 13 820 A1 hervor. Es umfasst im Wesentlichen eine Antriebswelle und eine Abtriebswelle, die koaxial zueinander angeordnet sind, insgesamt drei Planetenradsätze und sechs Reibschaltelemente. Zur Übertragung der Drehzahl der Antriebswelle auf die Abtriebswelle weist das Getriebe zwei Leistungspfade auf. Zwei der Planetenradsätze bilden einen schaltbaren Hauptradsatz des Getriebes in Form eines Zweisteg-Vierwellen-Planetengetriebes, konstruktiv ausgeführt beispielsweise als ein so genannter Ravigneaux-Planetenradsatz oder als ein so genannter Simpson-Planetenradsatz. Das Ausgangselement des Hauptradsatzes ist mit der Abtriebswelle des Getriebes verbunden. Der verbleibende der drei Planetenradsätze ist als einfacher Planetenradsatz ausgeführt und bildet einen nicht schaltbaren Vorschaltradsatz, der mit der Antriebswelle fest verbunden ist und ausgangsseitig zwei Drehzahlen erzeugt, die neben der Drehzahl der Antriebswelle auf verschiedene Eingangselemente des Hauptradsatzes übertragbar ist. Durch selektives Sperren von jeweils zwei der sechs als Kupplungen und Bremsen ausgeführten Reibschaltelemente sind insgesamt acht Vorwärtsgänge gruppenschaltungsfrei schaltbar, also derart schaltbar, dass bei einem Wechsel von einem Gang in den nachfolgend höheren oder niedrigeren Gang jeweils nur eines der zuvor geschlossenen Schaltelemente geöffnet und ein zuvor offenes Schaltelement geschlossen wird. - Ein axial vergleichsweise kompakt bauendes Mehrstufen-Automatgetriebe mit einem Vorschaltsatz und einem aus zwei in Art eines Zweisteg-Vierwellen-Planetengetriebes miteinander gekoppelten Planetenradsätzen bestehenden Hauptradsatz ist beispielsweise aus
US 5,429,557 bekannt. In einer besonders gut für den Einbau in ein Fahrzeug mit so genanntem Front-Quer-Antrieb geeigneten Ausgestaltung dieses Getriebes sind Antriebs- und Abtriebswelle der Getriebes achsparallel zueinander angeordnet, der Vorschaltsatz in Vorgelegebauweise mit zwei Stirnradstufen konstanter Übersetzung mit Overdrive-Charakteristik ausgebildet, und die beiden Planetenradsätze des Hauptradsatz radial ineinandergeschachtelt achsparallel zur Antriebswelle des Getriebes angeordnet. Unter Verwendung von insgesamt fünf Reibschaltelementen sind hierbei allerdings nur sechs Vorwärtsgänge gruppenschaltungsfrei schaltbar. - Des weiteren ist aus der
DE 199 49 507 A1 der Anmelderin ein Mehrstufengetriebe bekannt, bei dem an der Antriebswelle zwei nicht schaltbare Vorschaltplanetenradsätze vorgesehen sind, die ausgangsseitig zwei Drehzahlen erzeugen, die neben der Drehzahl der Antriebswelle wahlweise auf verschiedene Eingangselemente eines auf die Abtriebswelle wirkenden, schaltbaren, mehrgliedrigen Hauptradsatzes durch selektives Schließen der verwendeten Schaltelemente derart schaltbar sind, dass zum Umschalten von einem Gang in den jeweils nächstfolgenden höheren oder niedrigeren Gang von den beiden gerade betätigten Schaltelementen jeweils nur ein Schaltelement zu-oder abgeschaltet werden muss. Der Hauptradsatz ist wiederum als Zweisteg-Vierwellen-Planetenradsatz ausgebildet, dessen beide Planetenradsätze über zwei Elemente fest miteinander gekoppelt sind. Unter Verwendung von fünf Schaltelementen sind dabei sieben Vorwärtsgänge gruppenschaltungsfrei schaltbar, unter Verwendung von sechs Schaltelementen sogar neun oder zehn Vorwärtsgänge. Alle vier Planetenradsätze sind koaxial zueinander und koaxial zur Antriedswelle angeordnet. - Im Rahmen der
DE 101 15 983 A1 der Anmelderin wird ein Mehrstufengetriebe beschrieben, mit einer Antriebswelle, die mit einem Vorschaltsatz verbunden ist, mit einer Abtriebswelle, die mit einem Nachschaltsatz verbunden ist, und mit maximal sieben Schaltelementen, durch deren wahlweises Schalten mindestens acht Vorwärtsgänge ohne Gruppenschaltung schaltbar sind. Der Vorschaltsatz wird aus einem schaltbaren oder nicht schaltbaren Planetenradsatz oder aus maximal zwei nicht schaltbaren, miteinander gekoppelten Planetenradsätzen gebildet. Der Nachschaltsatz ist als Zweisteg-Vierwellen-Getriebe mit zwei schaltbaren Nachschalt-Planetenradsätzen ausgebildet und weist vier freie Wellen auf. Die erste freie Welle dieses Zweisteg-Vierwellen-Getriebes ist mit dem ersten Schaltelement verbunden, die zweite freie Welle mit dem zweiten und dritten Schaltelement, die dritte freie Welle mit dem vierten und fünften Schaltelement und die vierte freie Welle ist mit der Abtriebswelle verbunden. Für ein Mehrstufengetriebe mit insgesamt sechs Schaltelementen wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, die dritte freie Welle oder die erste freie Welle des Nachschaltsatzes zusätzlich mit einem sechsten Schaltelement zu verbinden. Für ein Mehrstufengetriebe mit insgesamt sieben Schaltelementen wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, die dritte freie Welle zusätzlich mit einem sechsten Schaltelement und die erste freie Welle zusätzlich mit einem siebten Schaltelement zu verbinden. Auch hier sind alle Planetenradsätze des Getriebes koaxial zueinander angeordnet. - Mehrere andere Mehrstufengetriebe sind beispielsweise auch aus der
DE 101 15 995 A1 der Anmelderin bekannt, bei denen vier schaltbare, miteinander gekoppelte und koaxial zueinander angeordnete Planetenradsätze und sechs oder sieben reibschlüssige Schaltelemente vorgesehen sind, durch deren selektives Schließen eine Drehzahl einer Antriebswelle des Getriebes derart auf eine Abtriebswelle des Getriebes übertragbar ist, dass neun oder elf Vorwärtsgänge und zumindest eine Rückwärtsgang schaltbar sind. Je nach Getriebeschema sind in jedem Gang zwei oder drei Schaltelemente geschlossen, wobei bei einem Wechsel von einem Gang in den jeweils nächstfolgend höheren oder nächstfolgend niedrigeren Gang zur Vermeidung von Gruppenschaltungen jeweils nur ein geschlossenes Schaltelement geöffnet und ein zuvor nicht geschlossenes Schaltelement zugeschaltet wird. - Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Mehrstufengetriebe der eingangs genannten Art mit zumindest acht Vorwärtsgängen und zumindest einem Rückwärtsgang vorzuschlagen, bei dem unter Verwendung von insgesamt vier Planetenradsätzen eine möglichst geringe Anzahl an Schaltelementen benötigt wird. Dabei sollen alle Vorwärtsgänge bei sequentieller Schaltweise gruppenschaltungsfrei schaltbar sein, d.h. bei einem Wechsel von einem Vorwärtsgang in den nachfolgend höheren oder in den nachfolgend niedrigeren Vorwärtsgang soll jeweils nur ein zuvor geschlossenes Schaltelement geöffnet und ein zuvor nicht geöffnetes Schaltelement geschlossen werden. Zudem soll das Getriebe eine große Spreizung bei vergleichsweise harmonischer Gangabstufung aufweisen und in den Hauptfahrgängen einen günstigen Wirkungsgrad - also vergleichsweise geringe Schlepp- und Verzahnungsverluste - aufweisen. Das Getriebe soll speziell auch für die Anwendung mit nicht koaxialem An- und Abtrieb des Getriebes geeignet sein, entsprechend soll die axiale Baulänge des Getriebes möglichst klein sein.
- Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch ein Mehrstufengetriebe mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen gehen aus den Unteransprüchen hervor.
- Demnach wird ein erfindungsgemäßes Mehrstufengetriebe in Planetenbauweise vorgeschlagen, welches eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, vier Planetenradsätze, mindestens acht drehbare Wellen sowie fünf Schaltelemente zwei Bremsen und drei Kupplungen- aufweist, deren selektives Eingreifen verschiedene Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle bewirkt, so dass acht Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang realisierbar sind.
- Dabei sind ein Steg des vierten Planetenradsatzes und die Antriebswelle verdrehfest miteinander verbunden und bilden die erste drehbare Welle des Getriebes. Ein Steg des dritten Planetenradsatzes und die Abtriebswelle sind miteinander verbunden und bilden die zweite drehbare Welle des Getriebes, wobei zwischen diesem Steg des dritten Planetenradsatzes und der Abtriebswelle ein Stirn- oder Kettentrieb und ein Differential kinematisch zwischengeschaltet sein können. Ein Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes und ein Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die dritte drehbare Welle des Getriebes. Ein Hohlrad des ersten Planetenradsatzes bildet die vierte drehbare Welle des Getriebes. Ein Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes und ein Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die fünfte drehbare Welle des Getriebes. Ein Steg des ersten Planetenradsatzes und ein Hohlrad des dritten Planetenradsatzes sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die sechste drehbare Welle des Getriebes. Ein Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes und ein Hohlrad des vierten Planetenradsatzes sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die siebte drehbare Welle des Getriebes. Ein Steg des zweiten Planetenradsatzes bildet die achte drehbare Welle des Getriebes.
- Hinsichtlich der Anbindung der fünf Schaltelemente an die verschiedenen Elemente des Planetenradsätze und an die Antriebswelle des Getriebes ist vorgesehen, dass das erste Schaltelement im Kraftfluss zwischen der dritten Welle und einem Gehäuse des Getriebes angeordnet ist, dass das zweite Schaltelement im Kraftfluss zwischen der vierten Welle und dem Gehäuse des Getriebes angeordnet ist, und dass das dritte Schaltelement im Kraftfluss zwischen der fünften und der ersten Welle angeordnet ist. Weiterhin ist gemäß der Erfindung das vierte Schaltelement im Kraftfluss entweder zwischen der achten und der zweiten Welle oder aber zwischen der achten und der sechsten Welle angeordnet. Das fünfte Schaltelement ist gemäß der Erfindung zum Verblocken des zweiten Planetenradsatzes vorgesehen und ist dazu im Kraftfluss entweder zwischen der siebten und der fünften Welle oder aber zwischen der siebten und der achten Welle oder aber zwischen der fünften und der achten Welle angeordnet. Durch diese verschiedenen kinematischen Kopplungen der Schaltelemente an die verschiedenen Wellen des Getriebes ergibt sich erfindungsgemäß somit hinsichtlich der kinematischen Bauteilkopplung eine ganze Getriebefamilie.
- Der erste Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, zweiten und dritten Schaltelementes, der zweite Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, zweiten und fünften Schaltelementes, der dritte Vorwärtsgang durch Schließen des zweiten, dritten und fünften Schaltelementes, der vierte Vorwärtsgang durch Schließen des zweiten, vierten und fünften Schaltelementes, der fünfte Vorwärtsgang durch Schließen des zweiten, dritten und vierten Schaltelementes, der sechste Vorwärtsgang durch Schließen des dritten, vierten und fünften Schaltelementes, der siebte Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, dritten und vierten Schaltelementes und der achte Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, vierten und fünften Schaltelementes. Ein Rückwärtsgang ergibt sich durch Schließen des ersten, zweiten und vierten Schaltelementes.
- Dieses Radsatzschema ist Gegenstand der nicht vorveröffentlichten Patentanmeldung
DE 102005002337.1 der Anmelderin. Der Beschreibungsinhalt derDE 102005002337.1 soll ausdrücklich auch Bestandteil der vorliegenden Erfindung sein. - Erfindungsgemäß ist hinsichtlich der räumlichen Anordnung der vier Planetenradsätze im Gehäuse des Getriebes vorgesehen, dass der zweite und vierte Planetenradsatz in axialer Richtung gesehen in einer Ebene radial übereinander angeordnet bzw. radial ineinandergeschachtelt sind. Dabei ist der vierte Planetenradsatz zentrisch innerhalb des zweiten Planetenradsatzes angeordnet, wobei das Hohlrad des (radial inneren) vierten Planetenradsatzes gleichzeitig das Sonnenrad des (radial äußeren) zweiten Planetenradsatzes bildet. Weiterhin ist gemäß der Erfindung vorgesehen, dass diese beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätze räumlich gesehen axial zwischen den anderen beiden Planetenradsätzen angeordnet sind.
- Alle vier Planetenradsätze sind vorzugsweise als so genannte Minus-Planetenradsätze ausgeführt, deren jeweilige Planetenräder mit Sonnenrad und Hohlrad des jeweiligen Planetenradsatzes kämmen. Entsprechend der erfindungsgemäßen kinematischen Kopplung der Radsatzelemente, Schaltelemente, Antriebswelle und Abtriebswelle ergibt sich eine günstige Gangabstufung erst bei einer-speziellen Kombination der Standgetriebeübersetzungen der einzelnen Planetenradsätze. Erst dadurch, dass im vorliegenden Fall die Standübersetzung des zweiten Planetenradsatzes betragsmäßig hinreichend klein und gleichzeitig die Standübersetzung des vierten Planetenradsatzes betragsmäßig hinreichend groß ist, ist die Voraussetzung für die erfindungsgemäße radiale Verschachtelung des zweiten und vierten Planetenradsatzes gegeben: Die Standübersetzung des zweiten Planetenradsatzes im Bereich von minus 1,6 ermöglicht ein Sonnenrad mit vergleichsweise großem Durchmesser, ohne dass die Planetenräder des (radial äußeren) zweiten Planetenradsatzes mit zu hohen Drehzahlen rotieren; die Standübersetzung des vierten Planetenradsatzes im Bereich von minus 2,0 ermöglicht ein Hohlrad mit vergleichsweise kleinem Durchmesser, ohne dass das Sonnenrad des (radial inneren) vierten Planetenradsatzes vom Durchmesser her zu klein wird, um die geforderten-Drehmemente übertragen zu können. Dadurch, dass das Hohlrad des (radial inneren) vierten Planetenradsatzes direkt mit dem Sonnenrad des (radial äußeren) zweiten Planetenradsatzes verbunden ist, können dieses Hohlrad und dieses Sonnenrad auch zu einem einzigen Bauelement zusammengefasst werden, wodurch sich der radiale Bauraum dieser aus dem zweiten und vierten Planetenradsatz gebildeten Radsatz-Baugruppe weiter reduziert.
- Die Lagerung der beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätzen kann konstruktiv vergleichsweise einfach realisiert werden. So kann beispielsweise der Steg des radial inneren vierten Planetenradsatzes der Radsatz-Baugruppe über die Antriebswelle bzw. die erste Welle des Getriebes radial an dem Getriebegehäuse bzw. radial an einer getriebegehäusefesten Nabe oder radial in der dritten Welle des Getriebes gelagert sein. Der Steg des radial äußeren zweiten Planetenradsatzes der Radsatz-Baugruppe kann beispielsweise radial auf der dritten Welle des Getriebes gelagert sein.
- Durch die Verwendung von nur fünf Schaltelementen in Verbindung mit der erfindungsgemäßen Anordnung und Verschachtelung der vier Planetenradsätze wird ein für ein 8-Gang-Automatgetriebe mit vier einzelnen gang-bildenden Planetenradsätzen eine außerordentlich kurze axial Baulänge des Getriebes erzielt. Der Baulängenbedarf der vier Planetenradsätze ist hierbei nicht größer als der Baulängenbedarf für drei axial nebeneinander angeordneten Einzel-Planetenradsätze. Insofern ist das erfindungsgemäße Automatgetriebe besonders gut geeignet für den Einbau in ein Fahrzeug mit quer zur Fahrtrichtung eingebautem Antriebsmotor und achsparallelem An- und Abtrieb.
- Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Mehrstufengetriebes ergeben sich insbesondere für Personenkraftwagen geeignete Übersetzungen mit großer Gesamtspreizung in harmonischer Gangabstufung, wodurch ein guter Fahrkomfort und eine signifikante Verbrauchsabsenkung erzielt werden.
- Darüber hinaus wird mit dem erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebe durch eine geringe Anzahl an Schaltelementen, nämlich zwei Bremsen und drei Kupplungen, der Bauaufwand vergleichsweise gering. In vorteilhafter Weise ist es mit dem erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebe möglich, ein Anfahren mit einem hydrodynamischen Wandler, einer externen Anfahrkupplung oder auch mit sonstigen geeigneten externen Anfahrelementen durchzuführen. Es ist auch denkbar, einen Anfahrvorgang mit einem im Getriebe integrierten Anfahrelement zu ermöglichen. Vorzugsweise eignet sich hierfür eine der beiden Bremsen, die im ersten und zweiten Vorwärtsgang und im Rückwärtsgang betätigt wird.
- Darüber hinaus ergibt sich bei dem erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebe ein guter Wirkungsgrad in allen Gängen einerseits infolge geringer Schleppverluste, da in jedem Gang jeweils nur zwei Schaltelemente nicht im Eingriff sind, andererseits auch infolge geringer Verzahnungsverluste in den einfach aufgebauten Einzel-Planetenradsätzen.
- Außerdem ist das erfindungsgemäße Mehrstufengetriebe derart konzipiert, dass eine Anpassbarkeit an unterschiedliche Triebstrangausgestaltungen sowohl in Kraftflussrichtung als auch in räumlicher Hinsicht ermöglicht wird. So ist es beispielsweise ohne besondere konstruktive Maßnahmen möglich, Antrieb und Abtrieb des Getriebes wahlweise achsparallel oder koaxial zueinander anzuordnen.
- In Verbindung mit der erfindungsgemäßen räumlichen Anordnung der vier Planetenradsätze relativ zueinander ist es zweckmäßig, das erste und zweite Schaltelement räumlich gesehen in einem Bereich nahe dem ersten Planetenradsatz anzuordnen. Vorzugsweise ist das zweite Schaltelement dabei räumlich gesehen in einem Bereich radial über dem ersten planetenradssatz angeordnet und das erste Schaltelement in einem Bereich axial neben dem ersten Planetenradsatz auf dessen der radial ineinandergeschachtelten Radsatzgruppe abgewandte Seite.
- In Verbindung mit der erfindungsgemäßen räumlichen Anordnung der vier Planetenradsätze relativ zueinander ist es zweckmäßig, das dritte und fünfte Schaltelement räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem dritten Planetenradsatz und der radial ineinandergeschachtelten Radsatzgruppe anzuordnen. Das vierte Schaltelement kann räumlich gesehen wahlweise in einem Bereich axial zwischen dem dritten Planetenradsatz und der radial ineinandergeschachtelten Radsatzgruppe oder aber in einem Bereich axial zwischen der radial ineinandergeschachtelten Radsatzgruppe und dem ersten Planetenradsatz oder aber in einem Bereich radial über der radial ineinandergeschachtelten Radsatzgruppe angeordnet sein.
- Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Zeichnungen beispielhaft näher erläutert. Gleiche bzw. vergleichbare Bauteile sind dabei auch mit gleichen Bezugszeichen versehen. Es zeigen:
- Figur 1
- eine schematische Darstellung eines ersten Ausführungs- beispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
- Figur 2
- eine schematische Darstellung eines zweiten Ausführungs- beispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
- Figur 3
- eine schematische Darstellung eines dritten Ausführungs- beispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
- Figur 4
- eine schematische Darstellung eines vierten Ausführungs- beispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
- Figur 5
- eine schematische Darstellung eines fünften Ausführungs- beispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
- Figur 6
- eine schsmatische Darstellung eines sechsten Ausfüh- rungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufen- getriebes;
- Figur 7
- ein beispielhaftes Schaltschema für die Mehrstufengetriebe gemäß der
Figuren 1 bis 6 ; - Figur 8
- eine beispielhafte erste Bauteilanordnungs-Variante für das Mehrstufengetriebe gemäß
Figur 1 ; - Figur 9
- eine beispielhafte zweite Bauteilanordnungs Variante für das Mehrstufengetriebe gemäß Figur
- Figur 10
- eine beispielhafte dritte Bauteilanordnungs-Variante für das Mehrstufengetriebe gemäß
Figur 1 ; und - Figur 11
- ein beispielhafte Detail-Konstruktion.
- In
Figur 1 ist ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes dargestellt. Das Getriebe umfasst eine Antriebswelle AN, und eine Abtriebswelle AB, sowie vier Planetenradsätze RS1, RS2, RS3, RS4 und fünf Schaltelemente A, B, C, D, E, die alle in einem Gehäuse GG des Getriebes angeordnet sind. Alle vier Planetenradsätze RS1, RS2, RS3, RS4 sind als Minus-Planetenradsätze ausgebildet. Ein Minus-Planetenradsatz weist bekanntlich Planetenräder auf, die mit Sonnen- und Hohlrad dieses Planetensatzes kämmen. Die Hohlräder der vier Planetenradsätze RS1, RS2, RS3, RS4 sind mit HO1, HO2, HO3 und HO4 bezeichnet, die Sonnenräder mit SO1, S02, S03 und S04, die Planetenräder mit PL1, PL2, PL3 und PL4, und die Stege, an denen die genannten Planetenräder rotierbar gelagert sind, mit ST1, ST2, ST3 und ST4. Die Schaltelemente A und B sind als Bremsen ausgebildet, die im dargestellten Ausführungsbeispiel beide als reibschlüssig schaltbare Lamellenbremse ausgeführt sind, selbstverständlich in einer anderen Ausgestaltung auch als reibschlüssig schaltbare Bandbremse oder beispielsweise auch als formschlüssig schaltbare Klauen- oder Konusbremse ausgeführt sein können. Die Schaltelemente C, D und E sind als Kupplungen ausgebildet, die im dargestellten Ausführungsbeispiehel alle als reibschlüssig schaltbare Lamellenkupplung ausgeführt sind, selbstverständlich in einer anderen Ausgestaltung beispielsweise auch als formschlüssig schaltbare Klauen- oder Konuskupplung ausgeführt sein können. - Mit diesen fünf Schaltelementen A bis E ist ein selektives Schalten von acht Vorwärtsgängen und zumindest einem Rückwärtsgang realisierbar. Das erfindungsgemäße Mehrstufengetriebe weist insgesamt zumindest acht drehbare Wellen auf, die mit 1 bis 8 bezeichnet sind.
- Hinsichtlich der kinematischen Kopplung der einzelnen Elemente der vier Planetenradsätze RS1, RS2, RS3, RS4 untereinander und zur Antriebs-und Abtriebswelle AN, AB ist bei dem Mehrstufengetriebe gemäß
Figur 1 folgendes vorgesehen: Der Steg ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 und die Antriebswelle AN sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die erste Welle 1 des Getriebes. Der Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und die Abtriebswelle AB sind miteinander verbunden und bilden die zweite Welle 2 des Getriebes, wobei zwischen diesem Steg ST3 und der Abtriebswelle AB eine als Kettentrieb oder als Stimtrieb ausgebildete Abtriebsstufe ABTR und ein Differential DIFF kinematisch zwischengeschaltet sind. Das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Sonnenrad S04 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die dritte Welle 3 des Getriebes. Das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 bildet die vierte Welle 4 des Getriebes. Das Hohlrad H02 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und das Sonnenrad S03 des dritten Planetenradsatzes RS3 sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die fünfte Welle 5 des Getriebes. Der Steg ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad H03 des dritten Planetenradsatzes RS3 sind verdrehfest miteinander verbunden und bilden die sechste Welle 6 des Getriebes. Das Sonnenrad S02 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und das Hohlrad H04 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind verdrehfest miteinander verbunder und bilden die siebte Welle 7 des Getriebes. Der Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 bildet die achte Welle 8 des Getriebes. - Hinsichtlich der Kopplung der fünf Schaltelemente A bis E an die so beschriebenen Wellen 1 bis 8 des Getriebes ist bei dem Mehrstufengetriebe gemäß
Figur 1 folgendes vorgesehen: Das erste Schaltelement A ist im Kraftfluss zwischen der dritten Welle 3 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet. Das zweite Schaltelement B ist im Kraftfluss zwischen der vierten Welle 4 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet. Das dritte Schaltelement C ist im Kraftfluss zwischen der fünften Welle 5 und der ersten Welle 1 angeordnet. Das vierte Schaltelement D ist im Kraftfluss zwischen der achten Welle 8 und der zweiten Welle 2 angeordnet ist. Das fünfte Schaltelement E schließlich ist im Kraftfluss zwischen der siebten Welle 7 und der fünften Welle 5 angeordnet. Ist das fünfte Schaltelement E geschlossen, so ist der zweite Planetenradsatzes RS2 in sich verblockt, d.h. Sonnenrad S02 und Hohlrad H02 des zweiten Planetenradsatzes RS2 rotieren mit gleicher Drehzahl. - In dem in
Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel ist der dritte Planetenradsatz RS3 auf der dem Antrieb des Getriebes zugewandten Seite des Getriebes und der erste Planetenradsatz RS1 auf der dem Antrieb des Getriebes gegenüberliegenden Seite des Getriebes angeordnet, wobei Antriebswelle AN und Abtriebswelle AB des Getriebes beispielhaft achsparallel zueinander angeordnet sind. Der zweite und vierte Planetenradsatz RS2, RS4 sind in axialer Richtung gesehen in einer Ebene radial übereinander angeordnet bzw. radial ineinandergeschachtelt, derart, dass der vierte Planetenradsatz RS4 zentrisch innerhalb des zweiten Planetenradsatzes RS2 angeordnet ist. Dabei bildet das Hohlrad H04 des radial inneren Planetenradsatzes RS4 gleichzeitig das Sonnenrad S02 des radial äußeren Planetenradsatzes RS2. Die Radsatzgruppe mit den beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätze RS2, RS4 ist räumlich- gesehen in einem- Bereich axial zwischen den anderen beiden Planetenradsätzen RS3, RS1 angeordnet. - Die in Verbindung mit der achsparallelen Anordnung von Antriebs- und Abtriebswelle AN, AB notwendige Abtriebsstufe ABTR (in Bauform eines Kettentrieb oder eines Stirntriebs) ist im dargestellten Beispiel antriebsnah angeordnet, hier beispielhaft räumlich gesehen axial unmittelbar angrenzend an den dritten Planetenradsatz RS3 auf dessen der Radsatzgruppe mit den beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätze RS2, RS4 abgewandten Seite. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist diese Abtriebsstufe ABTR zudem räumlich gesehen zwischen dem genannten Planetenradsatz RS3 und einem mit der Antriebswelle AN verbundenem Drehmomentwandler angeordnet, wobei dieser Drehmomentwandler wiederum mit einem in
Figur 1 zur Vereinfachung nicht näher dargestelltem Antriebsmotor des Getriebes verbunden ist. Entsprechend wird der dritte Planetenradsatz RS3 nur von der Antriebswelle AN bzw. Welle 1 des Getriebes in axialer Richtung zentrisch durchgriffen, wohingegen die anderen Planetenradsätze RS1 und RS4 von keiner Welle des Getriebes in axialer Richtung zentrisch durchgriffen werden. Selbstverständlich kann in einer anderen Ausgestaltung des Getriebes vorgesehen sein, dass der Antriebsmotor des Getriebes auf der Seite des Getriebes angeordnet ist, an der auch der erste Planetenradsatz RS1 angeordnet ist, wobei in diesem Fall dann die Abtriebsstufe ABTR auf der dem Antrieb gegenüberliegenden Seite des Getriebes angeordnet ist, der erste und vierte Planetenradsatz RS1, RS4 von der Antriebswelle AN bzw. der Welle 1 in axialer Richtung zentrisch durchgriffen werden und der dritte Planetenradsatz RS3 von keiner Welle in axialer Richtung zentrisch durchgriffen wird. - Wie in
Figur 1 weiterhin ersichtlich, sind die beiden Bremsen A, B räumlich gesehen in einem Bereich nahe dem ersten Planetenradsatz RS1 angeordnet. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Bremse B - insbesondere ein Lamellenpaket der Bremse B dabei räumlich gesehen zumindest teilweise radial über dem ersten Planetenradsatz RS1 angeordnet. Die Bremse A ist räumlich gesehen auf der Seite des ersten Planetenradsatzes RS1 angeordnet ist, die dem zweiten bzw. vierten Planetenradsatz RS2, RS4 gegenüberliegt, dabei unmittelbar angrenzend an den ersten Planetenradsatz RS1. Ein Lamellenpaket der Bremse A ist beispielhaft auf einem kleineren Durchmesser angeordnet als das Lamellenpaket der Bremse B. Abweichend von der Darstellung inFigur 1 kann insbesondere die Bremse B auch als Bandbremse ausgebildet sein. InFigur 1 zur Vereinfachung nicht näher dargestellte Servoeinrichtungen der beiden Bremsen A und B zur Betätigung des jeweiligen Lamellenpaketes der Bremse A bzw. B können beispielsweise in konstruktiv einfacher Weise in dem Getriebegehäuse GG bzw. der dem ersten Planetenradsatz RS1 benachbarten Gehäusewand des Getriebegehäuses GG integriert sein. - Wie in
Figur 1 weiterhin ersichtlich, sind die Kupplungen C und E räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem dritten Planetenradsatz RS3 und den beiden radial ineinander verschachtelten Planetenradsätzen RS2, RS4 angeordnet. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Kupplungen C, E radial betrachtet im Wesentlichen übereinander angeordnet sind, wobei ein Lamellenpaket der Kupplung E auf einem größeren Durchmesser angeordnet ist als ein Lamellenpaket der Kupplung C. Zudem ist das Lamellenpaket der Kupplung E im wesentlichen radial über diesem Lamellenpaket der Kupplung C angeordnet, was die konstruktive Ausbildung eines für beide Kupplungen C, E gemeinsamen Lamellenträgers erleichtert. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist dieser gemeinsame Lamellenträger als Außenlamellenträger vorzugsweise zur Aufnahme von Stahllamellen des Lamellenpaketes der Kupplung C und als Innenlamellenträger vorzugsweise zur Aufnahme von Stahllamellen des Lamellenpaketes der Kupplung E ausgebildet. Entsprechend weist die Welle 7 einen Abschnitt auf, der als Außenlamellenträger vorzugsweise zur Aufnahme von Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung E ausgebildet ist. Und entsprechend weist die Welle 1 einen Abschnitt auf, der als Innenlamellenträger zur Aufnahme vorzugsweise von Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung C ausgebildet ist. Eine inFigur 1 zur Vereinfachung nicht näher dargestellte Servoeinrichtung der Kupplung C zur Betätigung des Lamellenpaketes der Kupplung C kann beispielsweise in konstruktiv einfacher Weise in dem Innenlamellenträger der Kupplung C axial verschiebbar gelagert sein und hierdurch stets mit Antriebswellendrehzahl rotieren. Entsprechend ist es auch sinnvoll, dass die Servoeinrichtung der Kupplung C einen dynamischen Druckausgleich aufweist. Eine inFigur 1 zur Vereinfachung ebenfalls nicht näher dargestellte Servoeinrichtung der Kupplung E zur Betätigung des Lamellenpaketes der Kupplung E kann beispielsweise in konstruktiv einfacher Weise in dem Außenlamellenträger der Kupplung E axial verschiebbar gelagert sein und hierdurch stets mit Drehzahl der Welle 7 rotieren. Entsprechend ist es auch sinnvoll, dass die Servoeinrichtung der Kupplung E einen dynamischen Druckausgleich aufweist. Eine Druck- und Schmiermittelzufuhr zu den Servoeinrichtungen der Kupplungen C und E kann in konstruktiv einfacher Weise über entsprechende Bohrungen bzw. Kanäle von der Antriebswelle AN her erfolgen. - Wie in
Figur 1 weiterhin ersichtlich, ist ein Lamellenpaket der Kuppung D räumlich gesehen axial zwischen dem dritten Planetenradsatz RS3 und den beiden radial ineinander verschachtelten Planetenradsätzen RS2, RS4 angeordnet, dabei unmittelbar angrenzend an den dritten Planetenradsatz RS3. Eine inFigur 1 zur Vereinfachung nicht näher dargestellte Servoeinrichtung der Kupplung D zur Betätigung des Lamellenpaketes der Kupplung D kann beispielsweise in konstruktiv einfacher Weise in dem Außenlamellenträger der Kupplung D axial verschiebbar gelagert sein und hierdurch stets mit Drehzahl der Welle 8 rotieren. Entsprechend ist es auch sinnvoll, dass die Servoeinrichtung der Kupplung D einen dynamischen Druckausgleich aufweist. Räumlich gesehen kann die Servoeinrichtung der Kupplung D unmittelbar benachbart zu dem ihr zugeordneten-lamellenpaket- angeordnet sein. Räumlich gesehen kann die Servoeinrichtung der Kupplung D aber auch zumindest überwiegend auf der dem ersten Planetenradsatz RS1 zugewandten Seite der beiden radial ineinander verschachtelten Planetenradsätze RS2, RS4 angeordnet sein, wobei dann ein auf das Lamellenpaket der Kupplung D wirkendes Betätigungselement dieser Servoeinrichtung den zweiten Planetenradsatz RS2 in axialer Richtung radial übergreift, wenn das Lamellenpaket der Kupplung D beim Schließen axial in Richtung Planetenradsatz RS3 betätigt wird, oder wobei dann ein auf das Lamellenpaket der Kupplung D wirkendes Betätigungselement dieser Servoeinrichtung die Welle 8 in axialer Richtung radial übergreift, wenn das Lamellenpaket der Kupplung D beim Schließen axial in Richtung Planetenradsatz RS4 betätigt wird. Eine Druck- und Schmiermittelzufuhr zu der Servoeinrichtung der Kupplung D kann in konstruktiv einfacher Weise über entsprechende Bohrungen bzw. Kanäle von der Welle 3 her erfolgen. - Aus der in
Figur 1 dargestellten beispielhaften räumlichen Anordnung der drei Kupplungen C, D, E ergibt sich, dass - ■ die erste Welle 1 abschnittsweise zentrisch innerhalb der fünften Welle 5 und abschnittsweise zentrisch innerhalb der siebten Welle 7 verläuft,
- ■ die fünfte Welle 5 abschnittsweise zentrisch innerhalb der achten Welle 8 verläuft,
- ■ die achte Welle 8 zentrisch innerhalb der sechsten Welle 6 verläuft,
- ■ die fünfte Welle 5 die Kupplungen C und E in axialer und radialer Richtung vollständig umgreift,
- ■ die sechste Welle 6 den zweiten Planetenradsatz RS2 und die drei Kupplungen C, D, E in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift, und
- ■ die achte Welle 8 den zweiten und vierten Planetenradsatz RS2, RS4 sowie die Kupplungen C und E in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift.
- Sind in einer anderen Ausgestaltung des Getriebes abweichend von der Darstellung in
Figur 1 Lamellenpaket und Servoeinrichtung der Kupplung D beispielsweise räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem ersten Planetenradsatz RS1 und den beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätze RS2, RS4 angeordnet, so übergreift nicht mehr die Welle 8 den zweiten und vierten Planetenradsatz RS2, RS4 und die Kupplungen C, E in axialer und radialer Richtung vollständig, sondern die Welle 2. In noch einer anderen Ausgestaltung des Getriebes kann beispielsweise auch vorgesehen sein, dass das Lamellenpaket der Kupplung D räumlich gesehen zumindest teilweise radial über dem zweiten Planetenradsatz RS2 angeordnet ist, was jedoch voraussetzt, dass ein vergleichsweise großer radialer Einbauraum des Getriebes zur Verfügung steht. In noch einer anderen Ausgestaltung des Getriebes kann beispielsweise auch vorgesehen sein, dass das Lamellenpaket der Kupplung D räumlich gesehen zumindest teilweise radial über dem Lamellenpaket der Kupplung E angeordnet ist. - In
Figur 2 ist ein zweites Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes dargestellt, basierend auf dem Radsatzkonzept und der räumlichen Bauteilanordnung des anhandFigur 1 ausführlich beschriebenen ersten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes. Der einzige Unterschied zuFigur 1 betrifft die kinematische Anbindung des Kupplung E an den zweiten Planetenradsatz RS2. Im Unterschied zuFigur 1 ist die Kupplung E nunmehr im Kraftfluss zwischen der Welle 5 und der Welle 8 des Getriebes angeordnet. GemäßFigur 2 sind also die miteinander verbundenen Zentralräder S03 und H02 mittels der Kupplung E mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbindbar, wobei der zweite Planetenradsatz RS2 bei geschlossener Kupplung E wie inFigur 1 als Block umläuft. - In
Figur 3 ist ein drittes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes dargestellt, wiederum basierend auf dem Radsatzkonzept und der räumlichen Bauteilanordnung des anhandFigur 1 ausführlich beschriebenen ersten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes. Der einzige Unterschied zuFigur 1 betrifft wieder die kinematische Anbindung des Kupplung E an den zweiten Planetenradsatz RS2. Im Unterschied zuFigur 1 und zuFigur 2 ist die Kupplung E nunmehr im Kraftfluss zwischen der Welle 7 und der Welle 8 des Getriebes angeordnet. GemäßFigur 3 sind also die miteinander verbundenen Zentralräder H04 und S02 mittels der Kupplung E mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbindbar, wobei der zweite Planetenradsatz RS2 bei geschlossener Kupplung E wie inFigur 1 und wie inFigur 2 als Block umläuft. - In
Figur 4 ist ein viertes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes dargestellt, ebenfalls basierend auf dem Radsatzkonzept und der räumlichen Bauteilanordnung des anhandFigur 1 ausführlich beschriebenen ersten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes. Der einzige Unterschied zuFigur 1 betrifft diesmal die kinematische Anbindung des Kupplung D. Im Unterschied zuFigur 1 ist die Kupplung D nunmehr im Kraftfluss zwischen der Welle 8 und der Welle 6 des Getriebes angeordnet. GemäßFigur 3 ist also das mit dem Steg ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 verbundene Hohlrad H03 des dritten Planetenradsatzes RS3 mittels der Kupplung E mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbindbar. GemäßFigur 4 ist die Abtriebswelle AB des Getriebes also stets nur mit einem Radsatzelement verbunden bzw. wirkverbunden, nicht jedoch mittels eines Schaltelementes mit einem oder mehreren weiteren Radsatzelementen. - Entsprechend dieser gegenüber
Figur 1 geänderten kinematischen Anbindung der Kupplung D ergibt sich auch eine gegenüberFigur 1 geänderte sinnvolle räumliche Anordnung dieser Kupplung D im Getriebgehäuse GG relativ zu den Planetenradsätzen. In dem inFigur 4 dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Kupplung D beispielhaft in einem Bereich axial zwischen den radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätzen RS2, RS4 und dem ersten Planetenradsatz RS1 angeordnet. Dabei kann das Lamellenpaket der Kupplung D beispielsweise auch räumlich gesehen zumindest teilweise radial über dem Hohlrad H02 des Planetenradsatzes RS2 angeordnet sein. Eine zur Vereinfachung inFigur 4 nicht näher dargestellte Servoeinrichtung der Kupplung D zur Betätigung deren Lamellenpaketes kann beispielsweise in konstruktiv einfacher Weise an dem hier als Außenlamellenträger ausgebildeten Abschnitt der Welle 6 axial verschiebbar gelagert sein, der nahe dem Steg ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 angeordnet und an der Welle 3 verdrehbar gelagert ist. In diesem Fall rotiert die Servoeinrichtung der Kupplung D stets mit Drehzahl der Welle 6 und weist zweckmäßigerweise auch einen dynamischen Druckausgleich auf, wobei die notwendige Druck- und Schmiermittelzufuhr in konstruktiv einfacher Weise über entsprechende Bohrungen bzw. Kanäle von der Welle 3 aus zugeführt werden können. - In
Figur 5 ist ein fünftes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes dargestellt, basierend-auf dem Radsatzkonzept und der räumlichen Bauteilanordnung des anhandFigur 4 zuvor erläuterten vierten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes. Der einzige Unterschied zuFigur 4 betrifft die kinematische Anbindung des Kupplung E an den zweiten Planetenradsatz RS2. Wie inFigur 2 ist die Kupplung E nunmehr im Kraftfluss zwischen der Welle 5 und der Welle 8 des Getriebes angeordnet. GemäßFigur 5 sind also die miteinander verbundenen Zentralräder S03 und H02 mittels der Kupplung E mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbindbar, wobei der zweite Planetenradsatz RS2 bei geschlossener Kupplung E wie inFigur 4 (und denFiguren 1 ,2 und3 ) als Block umläuft.. - Im Prinzip handelt es sich bei dem in
Figur 5 dargestellte fünften erfindungsgemäßen Getriebe also um eine Kombination der Radsatzschemata und Bauteilanordnungen derFiguren 2 und4 . - In
Figur 6 schließlich ist ein sechstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes dargestellt, wiederum basierend auf dem Radsatzkonzept und der räumlichen Bauteilanordnung des anhandFigur 4 zuvor erläuterten vierten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes. Der einzige Unterschied zuFigur 4 betrifft wieder die kinematische Anbindung des Kupplung E an den zweiten Planetenradsatz RS2. Wie inFigur 3 ist die Kupplung E nunmehr im Kraftfluss zwischen der Welle 7 und der Welle 8 des Getriebes angeordnet. GemäßFigur 6 sind also die miteinander verbundenen Zentralräder H04 und S02 mittels der Kupplung E mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbindbar, wobei der zweite Planetenradsatz RS2 bei geschlossener Kupplung E wie inFigur 4 (und denFiguren 1 ,2 ,3 und5 ) als Block umläuft. - Im Prinzip handelt es sich bei dem in
Figur 6 dargestellte sechsten erfindungsgemäßen Getriebe also um eine Kombination der Radsatzschmata und Bauteilanordnungen derFiguren 3 und4 . -
Figur 7 zeigt nun ein beispielhaftes Schaltschema, das für alle zuvor in denFiguren 1 bis 6 dargestellten erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebe gültig ist. In jedem Gang sind drei Schaltelemente geschlossen und zwei Schaltelemente offen. Neben der Schaltlogik können dem Schaltschema auch beispielhafte Werte für die jeweiligen Übersetzungen i der einzelnen Gangstufen und die daraus zu bestimmenden Stufensprünge φ entnommen werden. Die angegebenen Übersetzungen i ergeben sich aus den (typischen) Standübersetzungen der vier Planetenradsätze RS1, RS2, RS3, RS4 von minus 2,10, minus 1,60, minus 3,70 und minus 2,00. Erst dadurch, dass im vorliegenden Fall die Standübersetzung des zweiten Planetenradsatzes RS2 betragsmäßig hinreichend klein und gleichzeitig die Standübersetzung des vierten Planetenradsatzes RS4 betragsmäßig hinreichend groß ist, ist die Voraussetzung für die erfindungsgemäße radiale Verschachtelung des zweiten und vierten Planetenradsatzes gegeben: Die Standübersetzung des Planetenradsatzes RS2 im Bereich von minus 1,6 ermöglicht ein Sonnenrad S02 mit vergleichsweise großem Durchmesser ohne dass die Planetenräder PL2 des Planetenradsatzes RS2 mit zu hohen Drehzahlen rotieren; die Standübersetzung des Planetenradsatzes RS4 im Bereich von minus 2,0 ermöglicht ein Hohlrad H04 mit vergleichsweise kleinem Durchmesser, ohne dass das Sonnenrad S04 des Planetenradsatzes RS4 vom Durchmesser her zu klein wird, um die geforderten Drehmomente übertragen zu können. - Des weiteren kann dem Schaltschema entnommen werden, dass bei sequentieller Schaltweise Gruppenschaltungen vermieden werden, da zwei in der Schaltlogik benachbarte Gangstufen zwei Schaltelemente gemeinsam benutzen. Der sechste Gang ist vorzugsweise als direkter Gang ausgebildet.
- Der erste Vorwärtsgang ergibt sich durch Schließen der Bremsen A und B und der Kupplung C, der zweite Vorwärtsgang durch Schließen der Bremsen A und B und der Kupplung E, der dritte Vorwärtsgang durch Schließen der Bremse B und der Kupplungen C und E, der vierte Vorwärtsgang durch Schlieβen der Bremse B und der Kupplungen D und E, der fünfte Vorwärtsgang durch Schließen der Bremse B und der Kupplungen C und D, der sechste Vorwärtsgang durch Schließen der Kupplungen C, D und E, der siebte Vorwärtsgang durch Schließen der Bremse A und der Kupplungen C und D, sowie der achte Vorwärtsgang durch Schließen der Bremse A und der Kupplungen D und E. Wie aus dem Schaltschema weiter ersichtlich, ergibt sich der Rückwärtsgang durch Schließen der Bremsen A und B und der Kupplung D.
- Gemäß der Erfindung ist ein Anfahren des Kraftfahrzeugs mit einem im Getriebe integrierten Schaltelement möglich. Hierbei ist ein Schaltelement besonders geeignet, das sowohl im ersten Vorwärtsgang als auch im Rückwärtsgang benötigt wird, hier also vorzugsweise die Bremse A oder die Bremse B. In vorteilhafter Weise werden diese beiden Bremsen A, B auch im zweiten Vorwärtsgang benötigt. Wird die Bremse B als im Getriebe integriertes Anfahrelement genutzt, so ist damit sogar ein Anfahren in den ersten fünf Vorwärtsgängen und dem Rückwärtsgang möglich. Wie aus dem Schaltschema ersichtlich, kann zum Anfahren in Vorwärtsfahrtrichtung auch die Kupplung C und zum Anfahren in Rückwärtsfahrtrichtung die Kupplung D als getriebeintemes Anfahrelement verwendet werden.
- Die räumliche Anordnung der Schaltelemente des in den
Figuren 1 bis 6 dargestellten Ausführungsbeispiele eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes innerhalb des Getriebes kann im Prinzip beliebig sein und wird nur durch die Abmessungen und die äußere Formgebung des Getriebegehäuses GG begrenzt. Entsprechend ist inFigure 8 eine erste beispielhafte Bauteilanordnungs-Variante des Mehrstufengetriebes gemäßFigur 1 dargestellt, wobei alle kinematischen Kopplungen der Radsatzelemente, Schaltelemente und Wellen untereinander unverändert ausFigur 1 übernommen sind. - Die wesentliche Änderung gegenüber
Figur 1 betrifft die räumliche Anordnung der Kupplung D und die konstruktive Ausgestaltung der Kupplung E. Wie inFigur 8 ersichtlich, ist die Kupplung D räumlich gesehen nunmehr auf der dem ersten Planetenradsatz RS1 zugewandten Seite der aus den beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätzen RS2 und RS4 gebildeten Radsatzgruppe angeordnet. Dabei grenzt das Lamellenpaket der Kupplung D axial unmittelbar an den Steg ST2 des (radial äußeren) Planetenradsatzes RS2 dieser Radsatzgruppe an. Im dargestellten Beispiel ist der Innenlamellenträger der Bremse D mit diesem Steg ST2 verbunden, an der Welle 3 verdrehbar gelagert und nimmt vorzugsweise Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung D auf. Entsprechend ist der Außenlamellenträger der Kupplung D über die Welle 2 mit dem Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und der Abtriebsstufe ABTR verbunden, wobei die Welle 2 den Planetenradsatz RS2 bzw. die Radsatzgruppe mit den beiden Planetenradsätzen RS2, RS4 sowie die beiden Kupplungen C, E und in axialer Richtung radial übergreift. Eine inFigur 8 zur Vereinfachung nicht näher dargestellte Servoeinrichtung zur Betätigung des Lamellenpaketes der Kupplung D ist daher zweckmäßigerweise an diesem Innenlamellenträger axial verschiebbar gelagert und rotiert dann stets mit Drehzahl der Welle 8 bzw. mit Drehzahl des Stegs ST2. Entsprechend können Druckmittelzuführung zu einem Druckraum dieser Servoeinrichtung und Schmiermittelzuführung zu einem zur Kompensation des rotatorischen Drucks dieses rotierenden Druckraums vorgesehenen Druckausgleichsraum dieser Servoeinrichtung in konstruktiv einfacher Weise über entsprechende Bohrungen bzw. Kanäle von einer getriebegehäusefeste Nabe und der Welle 3 her erfolgen. - Ein weiteres gegenüber
Figur 1 geändertes Konstruktionsdetail betrifft die Lagerung des Stegs ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 bzw. der Welle 6. Wie inFigur 8 ersichtlich, ist dieser Steg ST1 bzw. die Welle 6 nunmehr an dem Steg ST3 des zweiten Planetenradsatzes bzw. an der Welle 8 verdrehbar gelagert und nicht mehr direkt an der Welle 3. - Wie in
Figur 8 weiterhin ersichtlich, weist die Welle 7 einen Abschnitt auf, der als Innenlamellenträger zur Aufnahme von Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung E ausgebildet ist. Entsprechend weist die Welle 5 einen Abschnitt auf, der als Außenlamellenträger zur Aufnahme von Stahllamellen des Lamellenpaketes der Kupplung E ausgebildet ist. Dabei ist das Lamellenpaket der Kupplung E in axialer Richtung gesehen nunmehr zumindest weitgehend neben dem Lamellenpaket des Kupplung C angeordnet, im dargestellten Beispiel auf einem größeren Durchmesser als das Lamellenpaket der Kupplung C und näher am Planetenradsatz RS2 als das Lamellenpaket der Kupplung C. - Ein weiteres gegenüber
Figur 1 geändertes Konstruktionsdetail betrifft die Lagerung des Sonnenrades S03 des dritten Planetenradsatzes RS3 bzw. der Welle 5. Im Unterschied zuFigur 1 , bei der dieses Sonnenrad S03 bzw. die Welle 5 an der Antriebswelle AN bzw. der Welle 1 verdrehbar gelagert ist und daher indirekt über die Antriebswelle AN am Getriebegehäuse GG gelagert ist, ist gemäßFigur 8 das Sonnenrad S03 bzw. die Welle 5 nunmehr direkt an einer getriebegehäusefesten Nabe verdrehbar gelagert. In einer anderen Ausgestaltung kann beispielsweise auch vorgesehen sein, dass das Sonnenrad S03 an dem mit dem Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 verbundenen Stim- oder Kettenrad der Abtriebsstufe ABTR verdrehbar gelagert ist. -
Figur 9 zeigt nun eine zweite beispielhafte Bauteilanordnungs-Variante dss Mehrstufengetriebes gemäßFigure 1 , wobei alle kinemaschen Kupplungen der Radsatzelemente, Schaltelemente und Wellen untereinander unverändert ausFigur 1 übernommen sind. In dem inFigur 9 dargestellten Ausführungsbeispiel sind Antriebswelle AN und Abtriebswelle AB des Getriebes nunmehr koaxial zueinander angeordnet. In axialer Richtung gesehen, ist die räumliche Abfolge der Planetenradsätze im Getriebegehäuse gegenüberFigur 1 unverändert. Im Unterschied zuFigur 1 ist der Antrieb des Getriebes auf der Seite des Getriebegehäuses GG angeordnet, an der auch der, erste Planetenradsatz RS1 und die beiden Bremsen A und B angeordnet sind. Entsprechend befindet sich der Abtrieb des Getriebes auf der Seite des Getriebegehäuses GG, an der auch der dritte Planetenradsatz RS3 angeordnet ist. - Beispielhaft sind die beiden Bremsen A, B axial unmittelbar nebeneinander angeordnet, wobei die Lamellenpakete beider Bremsen A, B auf einem zumindest ähnlichen Durchmesser angeordnet sind. Beispielhaft sind der Innenlamellenträger der Bremse A und die Sonnenwelle 3 direkt an einer getriebegehäusefesten Nabe verdrehbar gelagert. Selbstverständlich kann das in
Figur 9 räumlich gesehen radial über dem ersten Planetenradsatz RS1 angeordnete Lamellenpaket der Bremse B in einer anderen Ausgestaltung des Getriebes auch ausgehend von der Darstellung inFigur 9 axial in Richtung Planetenradsatz RS2 versetzt angeordnet sein, sodass das Lamellenpaket der Bremse A dann räumlich gesehen radial über dem ersten Planetenradsatz RS1 angeordnet ist. - Wie in
Figur 9 weiterhin ersichtlich, sind die beiden Kupplungen C, E und zumindest das Lamellenpaket der Kupplung D räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem dritten Planetenradsatz RS3 und der Radsatzgruppe angeordnet, die durch die beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätze RS2 und RS4 gebildet wird. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Lamellenpakete der Kupplungen C und D im wesentlichen radial übereinander angeordnet. Die-Kupplung E its benachbart zum zweiten Planetenradsatz RS2 angeordnet. Die beiden Kupplungen C, D sind benachbart zum dritten Planetenradsatz RS3 angeordnet, wobei das Lamellenpaket der Kupplung D axial unmittelbar an den Planetenradsatz RS3 im Bereich dessen Hohlrades H03 angrenzt, und wobei das Lamellenpaket der Kupplung C axial unmittelbar an den Planetenradsatz RS3 im Bereich dessen Sonnenrades S03 angrenzt. - Ein Anschnitt der Welle 7 ist als Außenlamellenträger der Kupplung E ausgebildet und nimmt vorzugsweise Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung E auf. Entsprechend ist ein Abschnitt der Welle 5 als Innenlamellenträger der Kupplung E ausgebildet und nimmt vorzugsweise Stahllamellen des Lamellenpaketes der Kupplung E auf. Entsprechend der koaxialen Anordnung von An- und Abtrieb ist die Welle 5 nunmehr sowohl an der Antriebswelle AN bzw. der Welle 1 als auch an der Abtriebswelle AB bzw. der Welle 2 verdrehbar gelagert, wobei sich dieser Lagerabschnitt räumlich gesehen im Bereich radial unter dem Sonnenrad S03 des dritten Planetenradsatzes RS3 befindet. Im Bereich dieses Lagerabschnitts nahe dem Sonnenrad SO3 befindet sich auch ein Abschnitt der Welle 5, der als Innenlamellenträger der Kupplung C ausgebildet ist und vorzugsweise Stahllamellen des Lamellenpaketes der Kupplung C aufnimmt. Entsprechend bildet ein zylinderFörmiger Abschnitt der Welle 1 den Außenlamellenträger der Kupplung C und nimmt vorzugsweise Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung C auf.
- Abweichend von der Darstellung in
Figur 9 kann in einer anderen Ausgestaltung des Getriebes beispielsweise auch vorgesehen sein, dass die Kupplung C auf der Seite des dritten Planetenradsatzes RS3 angeordnet ist, die der Radsatz-Baugruppe RS2/RS4 gegenüber liegt. - Wie in
Figur 9 weiterhin ersichtlich, ist ein Abschnitt der Welle 2 im Bereich des Stegs ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 ats innenlamellenträger der Kupplung D ausgebildet und nimmt vorzugsweise Stahllamellen des Lamellenpaketes der Kupplung D auf. Steg ST2 und Innenlamellenträger der Kupplung D können also als gemeinsames Bauteil zusammengefasst sein. Entsprechend ist ein Abschnitt der Welle 8 als Außenlamellenträger der Kupplung D ausgebildet und nimmt vorzugsweise Belaglamellen des Lamellenpaketes der Kupplung D auf. Die auf der dem Lamellenpaket der Kupplung D gegenüberliegenden Seite des zweiten Planetenradsatzes RS2 mit dessen Steg ST2 verbundene Welle 8 übergreift also wie inFigur 1 die Kupplung E in axialer Richtung radial vollständig. - Die für die möglichen Ausgestaltungen von Servoeinrichtungen der fünf Reibschaltelemente A bis E im Rahmen der Beschreidung von
Figur 1 getroffenen Aussagen sind im Prinzip auch auf die inFigur 9 dargestellte räumliche Anordnung der Schaltelemente A bis E übertragbar. Entsprechend der inFigur 9 dargestellten Ausbildung und Anordnung der Lamellenträger der drei Kupplungen C, D, E ist es sinnvoll, dass die Servoeinrichtung der Kupplung C innerhalb des Zylinderraums des Außenlamellenträgers der Kupplung C angeordnet ist und das ihm zugeordnete Lamellenpaket beim Schließen axial in Richtung Planetenradsatz RS3 betätigt und dass die Servoeinrichtung der Kupplung E innerhalb des Zylinderraums des Außenlamellenträgers der Kupplung E bzw. innerhalb des Zylinderraums der Welle 7 angeordnet ist und das ihm zugeordnete Lamellenpaket beim Schließen axial in Richtung Planetenradsatz RS3 betätigt. Weiterhin ist es bei dem inFigur 9 dargestellten Ausführungsbeispiel sinnvoll, dass die Servoeinrichtung der Kupplung D im wesentlichen axial zwischen dem ersten Planetenradsatz RS1 und den beiden radial ineinandergeschachtelten Planetenradsätzen RS2, RS4 angeordnet ist und ein Betätigungselement aufweist, welches die Welle 8 in axialer Richtung radial umgreift und das Lamellenpaket der Kupplung D beim Schließen axial in Richtung Planetenradsatz RS2 betätigt. -
Figur 10 schließlich zeigt eine dritte beispielhafte Bauteilanordnungs-Variante des Mehrstufengetriebes gemäßFigur 1 , wobei alle kinematischen Kopplungen der Radsatzetemente, Schaltelemente und Wellen untereinander unverändert ausFigur 1 übernommen sind. Abweichend vonFigur 1 ist die Kupplung C nunmehr auf der Seite des dritten Planetenradsatzes RS3 angeordnet, die der Radsatz-Baugruppe RS2/RS4 gegenüberliegt, räumlich gesehen auf der dem Antrieb des Getriebes zugewandten Seite des Getriebes. In dem inFigur 10 dargestellten Ausführungsbeispiel bildet ein Außenlamellenträger der Kupplung C einen Abschnitt der Welle 1 des Getriebes und ist mit der Antriebswelle AN verbunden. Entsprechend bildet ein Innenlamellenträger der Kupplung C einen Abschnitt der Welle 5 des Getriebes. Eine inFigur 10 zur Vereinfachung nicht näher dargestellte Servoeinrichtung der Kupplung C kann in konstruktiv einfacher Weise an dem Außenlamellenträger der Kupplung C axial verschiebbar gelagert sein, über entsprechende Kanäle bzw. Bohrungen von der Antriebswelle AN her mit Druck- und Schmiermittel versorgt werden und das ihr zugeordnete Lamellenpaket beim Schließen der Kupplung C axial in Richtung Planetenradsatz RS3 betätigen. - Wie in
Figur 10 weiter ersichtlich, ist zumindest das mit dem Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 verbundene Stim- oder Kettenrad der Abtriebsstufe ABTR axial zwischen dem dritten Planetenradsatz RS3 und der Kupplung C angeordnet, sodass ein Abschnitt der Welle 5, der mit dem Innenlamellenträger der Kupplung C verbunden ist, die Abtriebsstufe ABTR in axialer Richtung zentrisch durchgreift. Dabei ist die Welle 5 auf der Welle 1 bzw. Antriebswelle AN verdrehbar gelagert. Hinsichtlich der Lagerung des mit dem Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 verbundenen Stim- bzw. Kettenrads der Abtriebsstufe ABTR ist inFigur 10 beispielhaft vorgesehen, dass räumlich gesehen axial zwischen der Kupplung C und dem genannten angetriebenen Stim- bzw. Kettenrads der Abtriebsstufe ABTR ein mit dem Getriebegehäuse GG verdrehfest verbundene Gehäusewand GW zumindest weitgehend radialer Erstreckung angeordnet ist, die abschnittsweise als eine Lagerplatte für das genannte angetriebene Stim- bzw. Kettenrad der Abtriebsstufe ABTR ausgebildet ist. -
Figur 11 zeigt nun eine beispielhafte Detail-Konstruktion, betreffend die aus dem zweiten und vierten Planetenradsatz RS2, RS4 gebildeten Radsatzgruppe. Wie zuvor schon beschrieben sind diese beiden Planetenradsätze - RS2, RS4 gemäß der Erfindung radial ineinandergeschachtelt, wobei der vierte Planetenradsatz RS4 zumindest im wesentlichen zentrisch innerhalb des zweiten Planetenradsatzes RS2 angeordnet ist, wobei das Sonnenrad S02 des radial äußeren Planetenradsatzes RS2 mit dem Hohlrad H04 des radial inneren Planetenradsatzes RS4 verbunden ist. In dem inFigur 10 dargestellten Detail-Konstruktion sind dieses Sonnenrad S02 und dieses Hohlrad H04 einstückig ausgeführt. Hierdurch kann der für die genannte Radsatzgruppe benötigte radiale Bauraum auf ein Minimum reduziert werden. - In einer anderen konstruktiven Ausgestaltung von Sonnenrad S02 und Hohlrad H04 kann abweichend zu
Figur 10 beispielsweise auch aus akustischen Gründen vorgesehen sein, dass Sonnenrad S02 und Hohlrad H04 jeweils als separate Bauteile ausgeführt und miteinander verbunden sind, wobei diese Verbindung starr verdrehfest oder auch in definiertem Maß verdrehelastisch ausgeführt sein kann. So können zur akustischen Entkopplung beispielsweise Elastomer-Zwischenlagen radial zwischen Sonnenrad S02 und Hohlrad H04 angeordnet sein. - Selbstverständlich sind die in den
Figuren 9 bis 10 beschriebenen Bauteilanordnungs-Varianten nicht auf die Anwendung des Radsatzkonzeptes gemäßFigur 1 beschränkt. Der Fachmann wird diese Varianten bei Bedarf auch ohne erfinderische Hinzutun sinngemäß auf die anderen erfindungsgemäßen Radsatzkonzepte, wie sie in denFiguren 2 bis 6 dargestellt sind, übertragen. - Für alle zuvor dargestellten bzw. beschriebenen Ausführungsbeispiele der Getriebefamilie gemäß der Erfindung gilt zudem folgendes:
- Gemäß der Erfindung können sich auch bei gleichem Getriebeschema, je nach Standgetriebeübersetzung der einzelnen Planetensätze, unterschiedliche Gangsprünge ergeben, so dass eine anwendungs- bzw. fahrzeugspezifische Variation ermöglicht wird.
- Es ist zudem möglich, an jeder geeigneten Stelle des Mehrstufengetriebes zusätzliche Freiläufe vorzusehen, beispielsweise zwischen einer Welle und dem Gehäuse oder um zwei Wellen gegebenenfalls zu verbinden.
- Im Rahmen einer vorteilhaften Weiterbildung kann die Antriebswelle AN durch ein Kupplungselement von einem Antriebsmotor nach Bedarf getrennt werden, wobei als Kupplungselement ein hydrodynamischer Wandler, eine hydraulische Kupplung, eine trockene Anfahrkupplung, eine nasse Anfahrkupplung, eine Magnetpulverkupplung oder eine Fliehkraftkupplung einsetzbar sind. Es ist auch möglich, ein derartiges Anfahrelement in Kraftflussrichtung hinter dem Getriebe anzuordnen, wobei in diesem Fall die Antriebswelle AN ständig mit der Kurbelwelle des Antriebsmotors verbunden ist. Das erfindungsgemäße Mehrstufengetriebe ermöglicht außerdem die Anordnung eines Torsionsschwingungsdämpfers zwischen Antriebsmotor und Getriebe.
- Im Rahmen einer weiteren, nicht dargestellten Ausführungsform der Erfindung kann auf jeder Welle, bevorzugt auf der Antriebswelle AN oder der Abtriebswelle AB, eine verschleißfreie Bremse, wie z.B. ein hydraulischer oder elektrischer Retarder oder dergleichen, angeordnet sein, welche insbesondere für den Einsatz in Nutzkraftfahrzeugen von besonderer Bedeutung ist. Des weiteren kann zum Antrieb von zusätzlichen Aggregaten auf jeder Welle, bevorzugt auf der Antriebswelle AN oder der Abtriebswelle AB, ein Nebenabtrieb vorgesehen sein.
- Die eingesetzten Schaltelemente können als lastschaltende Kupplungen oder Bremsen ausgebildet sein. Insbesondere können kraftschlüssige Kupplungen oder Bremsen, wie z.B. Lamellenkupplungen, Bandbremsen und/oder Konuskupplungen, verwendet werden. Des weiteren können als Schaltelemente auch formschlüssige Bremsen und/oder Kupplungen, wie z.B. Synchronisierungen oder Klauenkupplungen eingesetzt werden. Insbesondere für die Bremse B bietet sich die Verwendung einer baulängensparende Bandbremse an, da diese Bremse B entsprechend der Schaltlogik des Getriebes nur beim Einlegen des Rückwärtsgangs aus Neutralstellung heraus und nur bei der Rückschaltung in den fünften Vorwärtsgang zugeschaltet werden muss.
- Ein weiterer Vorteil des hier vorgestellten Mehrstufengetriebes besteht darin, dass an jeder Welle zusätzlich eine elektrische Maschine als Generator und/oder als zusätzliche Antriebsmaschine anbringbar ist.
- Selbstverständlich fällt auch jede konstruktive Ausbildung, insbesondere jede räumliche Anordnung der Planetensätze und der Schaltelemente an sich sowie zueinander und soweit technisch sinnvoll, unter den Schutzumfang der vorliegenden Ansprüche, ohne die Funktion des Getriebes, wie sie in den Ansprüchen angegeben ist, zu beeinflussen, auch wenn diese Ausbildungen nicht explizit in den Figuren oder in der Beschreibung dargestellt sind.
-
- 1
- erste Welle
- 2
- zweite Welle
- 3
- dritte Welle
- 4
- vierte Welle
- 5
- fünfte Welle
- 6
- sechste Welle
- 7
- siebte Welle
- 8
- achte Welle
- A
- erstes Schaltelement, erste Bremse
- B
- zweites Schaltelement, zweite Bremse
- C
- drittes Schaltelement, erste Kupplung
- D
- viertes Schaltelement, zweite Kupplung
- E
- fünftes Schaltelement, dritte Kupplung
- AN
- Antriebswelle
- AB
- Abtriebswelle
- GG
- Gehäuse
- GW
- Gehäusewand
- ABTR
- Abtriebstufe, Stirntrieb, Kettentrieb
- DIFF
- Differential
- RS1
- erster Planetenradsatz
- HO1
- Hohlrad des ersten Planetenradsatzes
- SO1
- Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes
- ST1
- Steg des ersten Planetenradsatzes
- PL1
- Planetenräder des ersten Planetenradsatzer
- RS2
- zweiter Planetenradsatz
- H02
- Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes
- S02
- Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes
- ST2
- Steg des zweiten Planetenradsatzes
- PL2
- Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes
- RS3
- dritter Planetenradsatz
- H03
- Hohlrad des dritten Planetenradsatzes
- S03
- Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes
- ST3
- Steg des dritten Planetenradsatzes
- PL3
- planetenräder des dritten Planetenradsatzes
- RS4
- vierter Planetenradsatz
- H04
- Hohlrad des vierten Planetenradsatzes
- S04
- Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes
- ST4
- Steg des vierten Planetenradsatzes
- PL4
- Planetenräder des vierten Planetenradsatzes
- i
- Übersetzung
- φ
- Stufensprung
Claims (46)
- Mehrstufengetriebe in Planetenbauweise, insbesondere Automatgetriebe für ein Kraftfahrzeug, umfassend eine Antriebswelle (AN) und eine Abtriebswelle (AB), vier Planetenradsätze (RS1, RS2, RS3, RS4), mindestens acht drehbare Welle (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8) sowie fünf Schaltelemente (A, B, C, D, E), deren selektives Eingreifen verschiedene Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle (AN) und der Abtriebswelle (AB) bewirkt, so dass acht Vorwärtsgänge und zumindest ein Rückwärtsgang realisierbar sind, wobei■ ein Steg (ST4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) und die Antriebswelle (AN) verdrehfest miteinander verbunden sind und die erste Welle (1) bilden,■ ein Steg (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) und die Abtriebswelle (AB) miteinander verbunden sind und die zweite Welle (2) bilden,■ ein Sonnenrad (SO1) des ersten Planetenradsatzes (RS1) und ein Sonnenrad (S04) des vierten Planetenradsatzes (RS4) verdrehfest miteinander verbunden sind und die dritte Welle (3) bilden,■ ein Hohlrad (HO1) des ersten Planetenradsatzes (RS1) die vierte Welle (4) bildet,■ ein Hohlrad (H02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) und ein Sonnenrad (S03) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verdrehfest miteinander verbunden sind und die fünfte Welle (5) bilden,■ ein Steg (ST1) des ersten Planetenradsatzes (RS1) und ein Hohlrad (H03) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verdrehfest miteinander verbunden sind und die sechste Welle (6) bilden,■ ein Sonnenrad (S02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) und ein Hohlrad (H04) des vierten Planetenradsatzes (RS4) verdrehfest miteinander verbunden sind und die siebte Welle (7) bilden und■ ein Steg (ST2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) die achte Welle (8) bildet,■ das erste Schaltelement (A) im Kraftfluss zwischen der dritten Welle (3) und einem Gehäuse (GG) des Getriebes angeordnet ist,■ das zweite Schaltelement (B) im Kraftfluss zwischen der vierten Welle (4) und dem Gehäuse (GG) des Getriebes angeordnet ist,■ das dritte Schaltelement (C) im Kraftfluss zwischen der fünften Welle (5) und der ersten Welle (1) angeordnet ist,■ das vierten Schaltelement (D) im Kraftfluss entweder zwischen der achten Welle (8) und der zweiten Welle (2) oder zwischen der achten Welle (8) und der sechsten Welle (6) angeordnet ist, und■ das fünfte Schaltelement (E) im Kraftfluss entweder zwischen der siebten Welle (7) und der fünften Welle (5), zwischen der siebten Welle (7) und der achten Welle (8) oder zwischen der fünften Welle (5) und der achten Welle (8) angeordnet ist,
und wobei■ der zweite und vierte Planetenradsatz (RS2, RS4) in axialer Richtung gesehen in einer Ebene radial übereinander angeordnet sind,■ der vierte Planetenradsatz (RS4) zentrisch innerhalb des zweiten Planetenradsatzes (RS2) angeordnet ist, und■ der zweite und vierte Planetenradsatz (RS2, RS4) räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem ersten und dritten Planetenradsatz (RS1, RS3) angeordnet sind. - Mehrstufengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichn e t , dass das Hohlrad (H04) des vierten Planetenradsatzes (RS4) gleichzeitig das Sonnenrad (S02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) bildet, wobei das Hohlrad (HO4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) und das Sonnenrad (S02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) als gemeinsames Bauteil einstückig ausgeführt sind.
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (H04) des vierten Planetenradsatzes (RS4) und das Sonnenrad (S02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) jeweils als separates Bauteil ausgeführt und miteinander verbunden sind.
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (H04) des vierten Planetenradsatzes (RS4) und das Sonnenrad (S02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) verdrehfest miteinander verbunden sind.
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (H04) des vierten Planetenradsatzes (RS4) und das Sonnenrad (S02) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) verdrehelastisch miteinander verbunden sind.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Steg (ST4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) über die Antriebswelle (AN) bzw. die erste Welle (1) des Getriebes radial an dem Getriebegehäuse (GG) bzw. einer getriebegehäusefesten Nabe oder radial in der dritten Welle (3) des Getriebes gelagert ist:
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Steg (ST2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) radial auf der dritten Welle (3) des Getriebes gelagert ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass sich■ der erste Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, zweiten und dritten Schaltelementes (A, B, C),■ der zweite Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, zweiten und fünften Schaltelementes (A, B, E),■ der dritte Vorwärtsgang durch Schließen des zweiten, dritten und fünften Schaltelementes (B, C, E),■ der vierte Vorwärsgang durch Schließen des zweiten, vierten und fünften Schaltelementes (B, D, E),■ der fünfte Vorwärtsgang durch Schließen des zweiten, dritten und vierten Schaltelementes (B, C, D),der sechste Vorwärtsgang durch Schließen des dritten, vierten und fünften Schaltelementes (C, D, E),der siebte Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, dritten und vierten Schaltelementes (A, C, D) und■ der achte Vorwärtsgang durch Schließen des ersten, vierten und fünften Schaltelementes (A, D, E)ergibt.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass sich ein Rückwärtsgang durch Schlieβen des ersten, zweiten und vierten Schaltelementes (A, B, D) ergibt.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass alle vier Planetenradsätze (RS1, RS2, RS3, RS4) als Minus-Planetenradsätze ausgebildet sind.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der erste, dritte und vierte Planetenradsatz (RS1, RS3, RS4) jeweils höchstens von einer Welle des Getriebes in axialer Richtung zentrisch durchgriffen werden [Fig. 1- Fig. 6, Fig. 8 - Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass Antriebswelle (AN) und Abtriebswelle(AB) nicht koaxial zueinander, insbesondere achsparallel oder winklig zueinander angeordnet sind [Fig. 1 - Fig. 6, Fig. 8, Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 11 und 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (AN) bzw. die erste Welle (1) des Getriebes den dritten Planetenradsatz (RS3) in axialer Richtung zentrisch durchgreift [Fig. 1- Fig. 6, Fig. 8, Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass Antriebswelle (AN) und Abtriebswelle(AB) koaxial zueinander angeordnet sind [Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und zweite Schaltelement (A, B) räumlich gesehen im Bereich des ersten Planetenradsatzes (RS1) angeordnet sind [Fig. 1- Fig. 6, Fig. 8 - Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Schaltelement (B) räumlich gesehen zumindest teilweise radial über dem ersten Planetenradsatz (RS1) angeordnet ist [Fig. 1 - Fig. 6, Fig. 8 - Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Schaltelement (A) räumlich gesehen auf der Seite des ersten Planetenradsatzes (RS1) angeordnet ist, die dem zweiten bzw. vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) gegenüberliegt, insbesondere unmittelbar angrenzend an den ersten Planetenradsatz (RS1) [Fig. 1 - Fig. 6, Fig. 8 - Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lamellenpaket des ersten Schaltelementes (A) auf einem kleineren Durchmesser angeordnet ist als ein Lamellenpaket des zweiten Schltelementes (B) [Fig: 1 - Fig. 6, Fig. 8- Fig 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das dritte und fünfte Schaltelement (C, E) räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem dritten Planetenradsatz (RS3) und dem zweiten bzw. vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) angeordnet sind [Fig. 1- Fig. 6, Fig. 8, Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass das dritte und fünfte Schaltelement (C, E) radial betrachtet im Wesentlichen übereinander angeordnet sind, wobei ein Lamellenpaket des fünften Schaltelementes (E) auf einem größeren Durchmesser angeordnet ist als ein Lamellenpaket des dritten Schaltelementes (C) [Fig. 1 - Fig. 6, Fig. 8].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass das dritte und fünfte Schaltelement (C, E) räumlich gesehen im Wesentlichen axial nebeneinander angeordnet sind [Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass das dritte Schaltelement (C) räumlich gesehen auf der Seite des dritten Planetenradsatz (RS3) angeordnet ist, die dem zweiten bzw. vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) abgewandt ist [Fig. 90].
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe eine im Kraftfluss zwischen dem Steg (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) und der Abtriebswelle (AB) angeordnete, als Stim- oder Kettentrieb ausgebildete Abtriebsstufe (ABTR) aufweist, dessen mit dem Steg (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbundenes Stirn oder Kettenrad räumlich gesehen axial zwischen dem dritten Schaltelement (C) und dem dritten Planetenradsatz (RS3) angeordnet ist [Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass das mit dem Steg (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbundenen Stim- oder Kettenrad der Abtriebsstufe (ABTR) an einer getriebegehäusefeste Gehäusewand (GW) verdrehbar gelagert ist, die axial zwischen dem dritten Schaltelement (C) und dem mit dem Steg (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbundenen Stim- oder Kettenrad der Abtriebsstufe (ABTR) angeordnet ist [Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lamellenpaket des vierten Schaltelementes (D) räumlich gesehen axial zwischen dem dritten Planetenradsatz (RS3) und dem zweiten bzw. vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) angeordnet ist, insbesondere unmittelbar angrenzend an den dritten Planetenradsatz (RS3) [Fig. 1- Fig. 3, Fig. 9, Fig. 10].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lamellenpaket des vierten Schaltelementes (D) räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem ersten Planetenradsatz (RS1) und dem zweiten bzw. vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) angeordnet ist [Fig. 4 - Fig. 6, Fig. 8].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass ein Lamellenpaket des vierten Schaltelementes (D) räumlich gesehen zumindest teilweise radial über dem zweiten Planetenradsatz (RS2) angeordnet ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 20 oder 25, dadurch gekennzeichnet, dass das Lamellenpaket des vierten Schalt-elementes (D) räumlich gesehen zumindest teilweise radial über einem Lamellenpaket des dritten Schaltelementes (C) angeordnet ist [Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 20, 25 oder 28, dadurch gekennzeichnet, dass das vierte und fünfte Schaltelement (D, E) räumlich gesehen im Wesentlichen axial nebeneinander angeordnet sind [Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 20, 25 oder 28, dadurch gekennzeichnet, dass das Lamellenpaket des vierten Schaltelementes (D) räumlich gesehen zumindest teilweise radial über einem Lamellenpaket des fünften Schaltelementes (E) angeordnet ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche ,
dadurch gekennzeichnet, dass■ die erste Welle (1) abschnittsweise zentrisch innerhalb der fünften Welle (5) und abschnittsweise zentrisch innerhalb der siebten Welle (7) verläuft,■ die fünfte Welle (5) abschnittsweise zentrisch innerhalb der achten Welle (8) verläuft,■ die achte Welle (8) zentrisch innerhalb der sechste Welle (6) verläuft,■ die fünfte Welle (5) das dritte und fünfte Schaltelement (C, E) in axialer und radialer Richtung vollständig umgreift, und■ die sechste Welle (6) den zweiten und vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) sowie das vierte und fünfte Schaltelement (D, E) in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift[Fig. 1 - Fig. 6, Fig. 8 - Fig. 10]. - Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die sechste Welle (6) das dritte Schaltelement (C) in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift [Fig. 1 - Fig. 6, Fig. 8, Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die achte Welle (8) den zweiten und vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) sowie das fünfte Schaltelement (E) in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift
[Fig. 1 - Fig. 3, Fig. 9, Fig. 10]. - Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die achte Welle (8) das dritte Schaltelement (C) in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift [Fig. 1- Fig. 3].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Welle (2) den zweiten und vierten Planetenradsatz (RS2, RS4) sowie das dritte und fünfte Schaltelement (C, E) in axialer und radialer Richtung vollständig übergreift [Fig. 8].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den Wellen (AN, AB, 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8) und dem Gehäuse (GG) des Getriebes zusätzliche Freiläufe einsetzbar sind.
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 36, dadurch gekennzeichnet, dass ein Antrieb des Getriebes auf der dem ersten Planetenradsatz (RS1) gegenüberliegenden Seite des Getriebegehäuses (GG) angeordnet ist [Fig 1 - Fig. 6, Fig. 8].
- Mehrstufengetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 36, dadurch gekennzeichnet, dass ein Antrieb des Getriebes auf der dem dritten Planetenradsatz (RS3) gegenüberliegenden Seite des Getriebegehäuses (GG) angeordnet ist [Fig. 9].
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (AN) durch ein Kupplungselement von einem Antriebs-Motor des Kraftfahrzeugs trennbar ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in Kraftflussrichtung hinter dem Getriebe ein externes Anfahrelement angeordnet ist, wobei die Antriebswelle (AN) verdrehfest oder drehelastisch mit einer Kurbelwelle des Antriebs-Motors verbunden ist.
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 39 oder 40, dadurch gekennzeichnet, dass das Kupplungselement bzw. das Anfahrelement als hydrodynamischer Wandler oder hydraulische Kupplung oder trockene Anfahrkupplung oder nasse Anfahrkupplung oder Magnetpulverkupplung oder Fliehkraftkupplung ausgebildet ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein Anfahren des Kraftfahrzeugs mittels eines getriebeintemen Schaltelementes erfolgt, wobei die Antriebswelle (AN) ständig verdrehfest oder drehelastisch mit der Kurbelwelle des Antriebs-Motors verbunden ist.
- Mehrstufengetriebe nach Anspruch 42, dadurch gekennzeichnet, dass das Anfahren des Kraftfahrzeug in Vorwarts- und Rückwärtsfahrtrichtung mittels des gleichen getriebeintemen Schaltelementes erfolgt, insbesondere mittels des ersten oder des zweiten Schaltelementes (A, B).
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Antriebs-Motor und Getriebe ein Torsionsschwingungsdämpfer angeordnet ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an jeder Welle (AN, AB, 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8) des Getriebes eine verschleißfreie Bremse oder ein Nebenabtrieb zum Antrieb von zusätzlichen Aggregaten oder eine elektrische Maschine als Generator und/oder als zusätzliche Antriebsmaschine anbringbar ist.
- Mehrstufengetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass als Schaltelemente (A, B, C, D, E) reibschlüssige Kupplungen bzw. reibschlüssige Bremsen - insbesondere -Lamellenkupplungen, Bandbremsen und/oder Konuskupplungen - und/oder formschlüssige Kupplungen bzw. formschlüssige Bremsen - insbesondere Konuskupplungen und/oder Klauenkupplungen - vorgesehen sind.
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE102005013382A DE102005013382B4 (de) | 2005-03-23 | 2005-03-23 | Mehrstufengetriebe |
PCT/EP2006/002381 WO2006099981A1 (de) | 2005-03-23 | 2006-03-15 | Mehrstufengetriebe |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
EP1861633A1 EP1861633A1 (de) | 2007-12-05 |
EP1861633B1 true EP1861633B1 (de) | 2011-06-29 |
Family
ID=36333914
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
EP06723451A Not-in-force EP1861633B1 (de) | 2005-03-23 | 2006-03-15 | Mehrstufengetriebe |
Country Status (6)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US7803082B2 (de) |
EP (1) | EP1861633B1 (de) |
JP (1) | JP4849486B2 (de) |
AT (1) | ATE514877T1 (de) |
DE (1) | DE102005013382B4 (de) |
WO (1) | WO2006099981A1 (de) |
Families Citing this family (27)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE102005014592A1 (de) * | 2005-03-31 | 2006-10-19 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufengetriebe |
US7699741B2 (en) | 2007-01-25 | 2010-04-20 | Gm Global Technology Operations, Inc. | Multi-speed transmission |
ATE475819T1 (de) | 2008-01-29 | 2010-08-15 | Gm Global Tech Operations Inc | Automatikgetriebe |
DE602008001960D1 (de) | 2008-02-01 | 2010-09-09 | Gm Global Tech Operations Inc | Automatikgetriebe |
ATE503947T1 (de) | 2008-02-01 | 2011-04-15 | Gm Global Tech Operations Inc | Automatikgetriebe |
ATE475033T1 (de) | 2008-02-01 | 2010-08-15 | Gm Global Tech Operations Inc | Automatikgetriebe |
US8007396B2 (en) * | 2008-08-25 | 2011-08-30 | Ford Global Technologies, Llc | Planetary transmission having common carrier for generating six forward and two reverse drive ratios |
US8133148B2 (en) | 2009-02-17 | 2012-03-13 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having four planetary gear sets |
DE102009026705B4 (de) * | 2009-06-04 | 2012-02-23 | Zf Friedrichshafen Ag | Radsatzanordnung eines Planetengetriebes |
JP5123905B2 (ja) * | 2009-07-08 | 2013-01-23 | 本田技研工業株式会社 | 自動変速機 |
JP5123906B2 (ja) * | 2009-07-08 | 2013-01-23 | 本田技研工業株式会社 | 自動変速機 |
US8366581B2 (en) | 2010-06-09 | 2013-02-05 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having stacked planetary gear sets |
US8277355B2 (en) | 2010-07-07 | 2012-10-02 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having stacked planetary gear sets |
US8801565B2 (en) | 2010-09-13 | 2014-08-12 | Gm Global Technology Operations, Llc | Multi-speed transmission having stacked planetary gear sets |
CN101984271B (zh) * | 2010-11-18 | 2012-08-01 | 广州科立源机电科技有限公司 | 多级变速器 |
US8419585B2 (en) | 2011-01-05 | 2013-04-16 | GM Global Technology Operations LLC | Multi-speed transmission having stacked planetary gear sets |
US9434032B2 (en) | 2011-04-26 | 2016-09-06 | Gm Global Technology Operations, Llc | Method of assembling a stacked planetary gear set |
US8769819B2 (en) | 2011-10-14 | 2014-07-08 | Gm Global Technology Operations, Llc. | Methods of fabricating combination gear for stacked planetary gearset |
JP5860139B2 (ja) * | 2012-03-27 | 2016-02-16 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 自動変速機装置 |
DE112013000946T5 (de) * | 2012-03-27 | 2014-10-30 | Aisin Aw Co., Ltd. | Automatikgetriebevorrichtung |
US9039564B2 (en) | 2012-06-22 | 2015-05-26 | Gm Global Technology Operations, Llc | Multi-speed transmission |
US9352738B2 (en) | 2013-07-31 | 2016-05-31 | Allison Transmission, Inc. | Dual clutch powertrain architecture |
JP6040919B2 (ja) * | 2013-11-25 | 2016-12-07 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
JP6079584B2 (ja) * | 2013-11-25 | 2017-02-15 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
JP6164095B2 (ja) * | 2014-01-16 | 2017-07-19 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
JP6201773B2 (ja) * | 2014-01-16 | 2017-09-27 | マツダ株式会社 | 自動変速機 |
CN105117684B (zh) | 2015-07-27 | 2017-04-19 | 深圳市汇顶科技股份有限公司 | 指纹检测电路及指纹辨识*** |
Family Cites Families (21)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS537574B2 (de) * | 1973-03-16 | 1978-03-18 | ||
US4038888A (en) * | 1973-08-29 | 1977-08-02 | Aisin Seiki Kabushiki Kaisha | Speed change gear system |
JPS5632495B2 (de) * | 1973-10-11 | 1981-07-28 | ||
JPS54114227A (en) * | 1978-02-27 | 1979-09-06 | Pioneer Electronic Corp | Tape wound indicator for tape recorder |
US4224838A (en) * | 1978-12-06 | 1980-09-30 | Ford Motor Company | Four speed ratio automatic transmission with compact gearing |
DE3248350A1 (de) * | 1982-12-28 | 1984-07-05 | Daimler-Benz Ag, 7000 Stuttgart | Antriebsaggregat fuer kraftfahrzeuge, mit einer geometrischen hauptachse fuer die hauptwelle einer antriebsmaschine und einer parallelen hauptachse fuer die ausgangswelle eines gangwechselgetriebes der umlaufraederbauart |
JPH03117753A (ja) * | 1990-08-15 | 1991-05-20 | Aisin Aw Co Ltd | 車両用自動変速機 |
DE4234572A1 (de) * | 1992-10-14 | 1994-04-21 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Zahnradwechselgetriebe in Gruppenbauweise |
US5429557A (en) * | 1994-03-21 | 1995-07-04 | Ford Motor Company | Multiple-speed automatic transaxle for automotive vehicles |
JPH09264387A (ja) * | 1996-03-26 | 1997-10-07 | Toyota Motor Corp | 自動変速機用歯車変速機構 |
KR19980049765A (ko) * | 1996-12-20 | 1998-09-15 | 박병재 | 차량용 4속 자동 변속기의 기어 트레인 |
US6176803B1 (en) | 1999-09-28 | 2001-01-23 | Caterpillar Inc. | Transmission assembly with four planetary gear sets providing nine forward and one reverse gear ratio |
DE19949507B4 (de) * | 1999-10-14 | 2014-10-23 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufengetriebe |
JP4438247B2 (ja) | 2001-03-29 | 2010-03-24 | アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 | 車両用自動変速機 |
DE10115995A1 (de) | 2001-03-30 | 2002-10-10 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Mehrstufengetriebe |
DE10115983A1 (de) | 2001-03-30 | 2002-10-10 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Mehrstufengetriebe |
US6709361B1 (en) * | 2002-09-13 | 2004-03-23 | General Motors Corporation | Family of multi-speed transmission mechanisms having two input clutches |
JP4148061B2 (ja) * | 2003-05-27 | 2008-09-10 | トヨタ自動車株式会社 | 多段変速機 |
JP4453297B2 (ja) | 2003-05-27 | 2010-04-21 | トヨタ自動車株式会社 | 車両用遊星歯車式多段変速機 |
US7014589B2 (en) | 2003-06-24 | 2006-03-21 | General Motors Corporation | Seven-speed transmission |
DE102005002337A1 (de) * | 2005-01-17 | 2006-08-10 | Zf Friedrichshafen Ag | Mehrstufengetriebe |
-
2005
- 2005-03-23 DE DE102005013382A patent/DE102005013382B4/de not_active Expired - Fee Related
-
2006
- 2006-03-15 EP EP06723451A patent/EP1861633B1/de not_active Not-in-force
- 2006-03-15 US US11/817,058 patent/US7803082B2/en not_active Expired - Fee Related
- 2006-03-15 WO PCT/EP2006/002381 patent/WO2006099981A1/de not_active Application Discontinuation
- 2006-03-15 JP JP2008502289A patent/JP4849486B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 2006-03-15 AT AT06723451T patent/ATE514877T1/de active
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
WO2006099981A1 (de) | 2006-09-28 |
ATE514877T1 (de) | 2011-07-15 |
EP1861633A1 (de) | 2007-12-05 |
DE102005013382B4 (de) | 2012-10-31 |
JP2008534865A (ja) | 2008-08-28 |
JP4849486B2 (ja) | 2012-01-11 |
US7803082B2 (en) | 2010-09-28 |
US20080153653A1 (en) | 2008-06-26 |
DE102005013382A1 (de) | 2006-10-05 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
EP1861633B1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
EP1856424B1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
EP1838977B2 (de) | Mehrstufengetriebe | |
EP1864034B1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006028789B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006031234B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006014753B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006016189B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006013371B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006014755B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006031308B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006016191B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006016192B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006014754B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006016190B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006031309B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
EP1902232A1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE202006006000U1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006023302B4 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE102006026595A1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE202006008815U1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE202006011432U1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE202006011428U1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE202006006034U1 (de) | Mehrstufengetriebe | |
DE202006006001U1 (de) | Mehrstufengetriebe |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
PUAI | Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase |
Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012 |
|
17P | Request for examination filed |
Effective date: 20070629 |
|
AK | Designated contracting states |
Kind code of ref document: A1 Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR |
|
RIN1 | Information on inventor provided before grant (corrected) |
Inventor name: DIOSI, GABOR Inventor name: ZIEMER, PETER Inventor name: HAUPT, JOSEF Inventor name: BREHMER, MARTIN |
|
DAX | Request for extension of the european patent (deleted) | ||
GRAP | Despatch of communication of intention to grant a patent |
Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1 |
|
GRAS | Grant fee paid |
Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3 |
|
GRAA | (expected) grant |
Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210 |
|
AK | Designated contracting states |
Kind code of ref document: B1 Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: GB Ref legal event code: FG4D Free format text: NOT ENGLISH |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: CH Ref legal event code: EP |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: IE Ref legal event code: FG4D Free format text: LANGUAGE OF EP DOCUMENT: GERMAN |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: DE Ref legal event code: R096 Ref document number: 502006009754 Country of ref document: DE Effective date: 20110825 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: NL Ref legal event code: VDEP Effective date: 20110629 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: SE Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: LT Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: FI Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: SI Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: LV Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: GR Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110930 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: IE Ref legal event code: FD4D |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: IE Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: IS Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20111029 Ref country code: PT Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20111031 Ref country code: NL Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: CZ Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: EE Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: SK Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: CY Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: RO Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 Ref country code: PL Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 |
|
PLBE | No opposition filed within time limit |
Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261 |
|
STAA | Information on the status of an ep patent application or granted ep patent |
Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: IT Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 |
|
26N | No opposition filed |
Effective date: 20120330 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: DK Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: DE Ref legal event code: R097 Ref document number: 502006009754 Country of ref document: DE Effective date: 20120330 |
|
BERE | Be: lapsed |
Owner name: ZF FRIEDRICHSHAFEN A.G. Effective date: 20120331 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: MC Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20120331 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: CH Ref legal event code: PL |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: LI Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20120331 Ref country code: BE Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20120331 Ref country code: CH Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20120331 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: ES Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20111010 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: AT Ref legal event code: MM01 Ref document number: 514877 Country of ref document: AT Kind code of ref document: T Effective date: 20120315 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: BG Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110929 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: AT Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20120315 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: TR Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20110629 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: LU Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20120315 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: HU Free format text: LAPSE BECAUSE OF FAILURE TO SUBMIT A TRANSLATION OF THE DESCRIPTION OR TO PAY THE FEE WITHIN THE PRESCRIBED TIME-LIMIT Effective date: 20060315 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: FR Ref legal event code: PLFP Year of fee payment: 11 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: FR Ref legal event code: PLFP Year of fee payment: 12 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: FR Ref legal event code: PLFP Year of fee payment: 13 |
|
PGFP | Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: GB Payment date: 20200304 Year of fee payment: 15 Ref country code: DE Payment date: 20200303 Year of fee payment: 15 |
|
PGFP | Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: FR Payment date: 20200214 Year of fee payment: 15 |
|
REG | Reference to a national code |
Ref country code: DE Ref legal event code: R119 Ref document number: 502006009754 Country of ref document: DE |
|
GBPC | Gb: european patent ceased through non-payment of renewal fee |
Effective date: 20210315 |
|
PG25 | Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo] |
Ref country code: FR Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20210331 Ref country code: GB Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20210315 Ref country code: DE Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES Effective date: 20211001 |